Đồ án chi tiết máy thiết kế hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ răng thẳng

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
Mục Lục
Mục Lục 1
MỞ ĐẦU ! 5
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 6
I.Chọn động cơ: 6
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : 6
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : 6
1.3. Chọn động cơ 6
II. Phân phối tỷ số truyền 7
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 7
2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : 7
III. Xác định các thông số trên các trục : 7
3.1 Số vòng quay 7
3.2 Công suất trên các trục 7
3.3 Tính momen xoắn trên các trục 8
3.4 Bảng thông số động học 8
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 9
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH 9
1.1Chọn loại xích 9
1.2.Chọn số răng đĩa xích 9
1.3.Xác định bước xích p 9
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
THẲNG 13
2.1. Chọn vật liệu bánh răng: 13
2.2.Xác định ứng suất cho phép 13
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép
[σF] 13
1
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải 15

2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15
2.4 Xác định các thông số ăn khớp 16
2.4.1.Xác định môđun pháp m: 16
2.4.2.Xác định số răng 16
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học 16
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 17
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 17
2.6 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 18
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng: 19
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng20
III. CHỌN KHỚP NỐI 21
3.1. Mô men xoắn cần truyền 21
3.5. Lực tác dụng lên trục 22
IV. TÍNH TRỤC 22
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục 22
4.1.1. Chọn vật liệu 22
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục 22
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng 22
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 23
4.3.1. Với trục I 23
4.3.2. Với trục II 23
4.4. Sơ đồ lực chung 25
4.5 Tính thiết kế trục 25
4.5.1. Tính sơ bộ trục I 25
4.5.2.Tính chi tiết trục II 26
4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi 28
2
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 31
5.1. Chọn ổ lăn cho trục I 31

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II 31
5.2.1.Chọn loại ổ lăn 31
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn 31
5.2.3. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ
chặn 31
5.2.4. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 32
5.2.5.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh 32
PHẦN 3: KẾT CẤU VỎ HỘP 33
I.VỎ HỘP 33
1.1Tính kết cấu của vỏ hộp 33
1.2 Kết cấu nắp hộp 33
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 34
2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động 35
2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót 36
2.2.1 Nắp ổ 36
2.2.2 Cốc lót 36
2.3.Cửa thăm 36
2.4.Nút thông hơi 37
2.5.Nút tháo dầu 38
2.6.Kiểm tra mức dầu 38
2.7.Chốt định vị 38
2.8.Ống lót và lắp ổ 39
2.9.Bulông vòng 39
III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 40
3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc 40
3.2.Bôi trơn ngoài hộp 40
3
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp 40
IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI 40

TÀI LIỆU THAM KHẢO 42
4
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về
kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi
tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các
tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là
kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo
phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến
đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của
máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng
hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các
chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động
Hà Nội ,ngày 05 tháng 11 năm 2010
Sinh viên

5

Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :

η
ct
tdyc
P
PP
.
==
(KW)
Trong đó :
1000
.vF
P
ct
=
(KW)
Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s).
⇒

6093,2
1000
94,11345
=
×
=
ct

P
(KW)
η : là hiệu suất truyền động :
1131
1

xbrolkn
k
i
m
i
ηηηηηη
==
∏
=
Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
x
η
= 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
kn
η
= 0,99 Hiệu suất khớp nối.
ol
η
= 0,99 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
br
η
= 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒
η = 0,99 . 0,99

3
. 0,92 . 0,97 = 0,8572
⇒

04398,3
8572,0
6093,2
==
yc
P
(KW)
1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện :
n
sb
= n
ct
.U
sb

Trong đó n
ct
: là tốc độ của bộ phận công tác
97
150.8
94,1.60000
.
.60000
===
pz
v

n
lv
v/p
U
sb
= U
sbh
. U
sbng
:Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống.
Với U
sbng
= U
x
< 5
⇒
chọn U
x
= 3 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng
trụ: U
sbh
= 3.
⇒
U
sb
= 3 . 3 = 9
⇒
n
sb

= n
ct
.U
sb
= 97 . 9= 873 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
đb
= 1000(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : P
đc

≥
P
yc
(KW) ,
n
đc
≈ n
đb
(vòng/phút).
Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MB6Y3 ,
với các thông số :
6
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
+Công suât động cơ: P
đc
= 4 KW.
+Vận tốc quay: n = 950 (vòng/phút)
+η% = 82,00.

+Cos ϕ = 0,81.
+
2,2
max
=
Tdn
T
;
+
2
=
dn
K
T
T
.
II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :

.7938,9
97
950
===
ct
dc
c
n
n
U

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền trong : U
br
= 3.
⇒

.2646,3
3
7938,9
===
br
c
x
U
U
U
Vậy ta có: U
c
= 9,7938.
U
x
= 3,2646.
U
br
= 3,0.
III. Xác định các thông số trên các trục :
3.1 Số vòng quay.
Số vòng quay trên trục động cơ là: n
dc
= 950 (vòng/phút).

Số vòng quay trục I : n
1
=n
dc
=950 (vòng/phút).
Số vòng quay trục II: n
2
=
br
u
n
1
=
3
950
=316,67 (vòng/phút).
Số vòng quay trên trục công tác: n
*
ct
=
x
u
n
2
=
2646,3
67,316
=97 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: P

ct
=2,6093 (KW).
Công suất trên trục II: P
2
=
xol
ct
P
ηη
.
=
99,0.92,0
6093,2
=2,8649 (KW).
Công suất trên trục I: P
1
=
brol
P
ηη
.
2
=
97,0.99,0
8649,2
=2,9833 (KW).
Công suất thực của trục động cơ:
0439,3
0,99.0,99
2,9833

.ηη
P
P
knol
1
*
dc
===
(KW).
7
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
3.3 Tính momen xoắn trên các trục.
Áp dụng công thức : T
i
=9,55.10
6
.
i
i
n
P
ta có:
Mô men xoắn trên trục động cơ :
T
đc
= 9,55. 10
6
.
2,30599
950

0439,3
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
T
1
=
29990
950
9833,2
.10.55,9.
2
1
.10.55,9
6
1
1
6
==
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục II:
T

2


=
44,86398
316,67
2,8649
.,55.109
n
P
.10 9,55.
6
2
2
6
==
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
T
ct
= 9,55. 10
6
.
256895
97
2,6093
.9,55.10
n
P
6

ct
ct
==
(N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
Trục
Thông số
T.S truyền
Động cơ I II Công tác
1 3 3,2646
n (vg/ph) 950 950 316,67 97
P (KW) 3,0439 2,9833 2,8649 2,6093
T (N.mm) 30599,2 29990 86398,44 256895
8
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P
2
=2,8649 KW;
n
2
=316,67 vòng/phút ;
T
2
=86398,44 N.mm ;
u
x

=3,2646;
β
=0.
1.1Chọn loại xích.
Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con
lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó
không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật.
1.2.Chọn số răng đĩa xích.
Với u
x
=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là:
Z
1
= 29-2. u
x
=29-2.3,2646 = 22,47> Z
min
=19.
Chọn Z
1
= 23 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
=3,2646.23 = 75,0858< > Z
max
=120.

Chọn Z
2
= 75 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
P
t
= P.k.k
n.
.k
z
≤
[P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P
2
=2,8649 KW.
+k
n
:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n
01
=200 (vòng/phút) → k
n
=n
01
/n
1
=400/316,67 = 1,263.
+ k
z

:Là hệ số răng : k
z
=
087,1
23
25
1
01
==
Z
Z
+k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
; trong đó:
k
đ
: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đập êm, nên ta chọn k
đ
= 1.
k

0
: hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k
0
= 1.
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra k
a
= 1.
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong
các đĩa xích. Nên k
đc
= 1.
k
bt
: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi
trơn đạt yêu cầu nên chọn k
bt
=1,3.
9
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
k
c
: hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 (làm việc 2 ca)

⇒ k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625.
Như vậy ta có : P
t
= 2,8649.1,625.1.1,263= 6,3914 kW
Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n
01
=400 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có:
bước xích : p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : d
c
=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=8,38 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
[P]=8,38 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p
max
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.19,05=762 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
( )
71,130
762 4
05,19.2375
2
7523
40.2
2

2
=
−
+
+
+=
π
x
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
=130.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a
*
=
( ) ( )
[ ]















−
−+−++−
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0
π
ZZ
ZZXZZXp
cc
( )
065,755
2375
.2
2
7523
1307523.5,0130.05,19.25,0
22
*
=

















−
−






+
−++−=
π
a

Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = 0,003. a
*
= 0,003. 755,065=2,265 mm
Vậy lấy khoảng cách trục : a = a
*
- ∆a= 755,065 – 2,265 = 752,8 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =

735,23
130.15
67,316.23
.15
.
11
==
X
nZ
< i
max
=35 (bảng 5.9).
1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va
đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q
1
= 1,9 kg ;
10
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính

Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2
F
t
–lực vòng ;
v =
60000
11
PnZ
= 23.19,05.316,67/60000=2,312 m/s
F
t
=1000P/v = 1000.2,8649/2,312 = 1239,14 N
F
v
:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v
= q.v
2
= 1,9. 2,312
2
= 10,16 N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f

.q.a = 9,81.6.1,9. 0,7528 = 84,19 N
(hệ số võng : k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó
114,20
16,1016,8488,1238.2,1
31800
=
++
=s
⇒ S >[S] = 9,3 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:

9,139
)
23
180
sin(
05,19
1
==
d
mm

92,454
2

=
d
mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
d
a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/23)] = 148,124 mm
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 464,044 mm
Bán kính đáy: r = 0,5025d
l
+ 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với d
l
= 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
d
f1
= d
1
- 2r = 139,9 – 2.6,03 = 127,93 (mm)
d
f2
= d
2

- 2r =464,044- 2.6,03 = 442,85 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :

σ
H1
= 0,47
( )
.
.

d
vddtr
kA
EFKFK +
≤ [σ
H1
]
Trong đó:
[σ
H1
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σ
H1
]=600
Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7

.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.316,67.19,05
3
.1 = 2,85N
11
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
Hệ số tải trọng động : K
đ
=1,35 (bảng 5.6)
k
đ
=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,48 (vì Z
1
=23 )
Diện tích bản lề : A = 106 mm
2
(tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn
một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa

⇒
1.106
10.1,2
).85,22,1.88,1238.(48,047,0
5
1
+=
H
σ
=559,36 MPa
⇒
σ
H1
<[σ
H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng
của số răng đến đĩa xích K
r
=0,23 (vì Z
2
=57) Ta có:
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
F
r
= k
x
.F

t
; trong đó:
k
x
:hệ số xét đến tải trọng của xích
k
x
= 1,15 - do bộ truyền năm ngang );
F
r
= 1,15.1238,88= 1424,712 (N).
1.8.Các thông số của bộ truyền xích :
P
2
=2,8649 KW;
n
2
=316,67 vòng/phút ;
T
2
=86398,44 N.mm ;
u
x
=3,2646;

β
=0.
Thông số Kí hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Bước xích p 19,05 mm

Số mắt xích x 130
Khoảng cách trục a 752,8 mm
Lực Fr 1424,712 N
12
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG THẲNG.
Thông số đầu vào:
P = P
I
= 2,9833 (KW)
T
1
= T
I
= 29990(N.mm)
n
1
= n
I
= 950 (vòng/phút)
u = u
br
= 3
L
h
= 15500 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:
Với

)1510(
21
÷+≥
HBHB
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB
2
=230
+Giới hạn bền:
.750
2
MPa
b
=
σ
+Giới hạn chảy:
.450
2
MPa
ch
=
σ
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=241…285
+Chọn HB
1
=245

+Giới hạn bền:
.850
1
MPa
b
=
σ

+Giới hạn chảy:
.580
1
MPa
ch
=
σ
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=

FLxFsRF
F
F
KKYYS ).(][
lim
0
σσ
=
Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1

=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
13
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: S
H1
=1,1; S
F1
=1,75.
Bánh bị động: S
H2
=1,1; S
F2
=1,75.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ

-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:
)(57070250.270.2
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(450250.8,1.8,1
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
FF
====
σσ
+Bánh bị động:

)(53070230.270.2
2
lim

0
lim
0
42
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(414230.8,1.8,1
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE

HO
HL
N
N
K
=
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2

.30
HB
HN
HO
=
→
.10.1,17250.30
64,2
1
==
HO
N

.10.9,13230.30
64,2
2
==
HO
N
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:

N
HE
= N
FE
=60.c.n.
Σ
t
i
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
L
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
L
h
=22000 (giờ).
Ta có: N
HE1
= N
FE1
=60.c.n
1.
L
h
= 60.1.950.15500 = 114. 10

7
N
HE2
= N
FE2
=60.c.n
2.
L
h
= 60.1.316,67.15500 = 38. 10
7

Do:
14
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
N
HE1
= 114 10
7
> N
HO1
= 17,1. 10
6
Suy ra K
HL1
= 1
N
HE2
= 38. 10
7

> N
HO2
= 13,9. 10
6
Suy ra K
HL2
= 1
N
FE1
= 114. 10
7
> N
FO1
= 9,99. 10
6
Suy ra K
FL1
= 1
N
FE2
= 38. 10
7
> N
FO2
= 8,83. 10
6
Suy ra K
FL2
= 1

Do đó, ta có:
][
1H
σ
=570/1,1.1.1=518,18 MPa
][
2H
σ
=530/1,1.1.1=481,81 MPa
][
1F
σ
=450/1,75.1.1=257,14 MPa
][
2F
σ
=414/1,75.1.1=236,5 MPa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên suy ra:
[ ] [ ] [ ]
{ }
81,481,min
21
==
HHH
σσσ
( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

,max(.8,2][
1max chH

σσ
=

σ
ch2
) =2,8.

σ
ch1
= 2,8.450 = 1260 (MPa)

][
F
σ
1max
= 0,8
σ
ch1
=0,8.45800= 464( MPa)

][
F
σ
2max
= 0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 (MPa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):

3
2
1
][
.
).1.(
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
+=

1
T
là mômen xoắn trên trục chủ động. T
1
= T
I
= 29990 (N.mm)

][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
][
H

σ
= 481,81 ( MPa).
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=49,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.5,0 += u
babd
ψψ
=0,5.0,3.(3 +1)=0,6
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính
theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với

bd
ψ
=0,6 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được:
β
H
K
= 1,02 ;
β
F
K
= 1,05
⇒

].[36,104
3,0.3.)81,481(
02,1.29990
).13.(5,49
3
2
mma
w
=+=
Chọn a
w
=105 (mm).
15
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,01

÷
0,02) a
w
= 1,1
÷
2,2
Chọn m = 2.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng
β
=0
0
.Suy ra cos
β
=1
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
5,27
)13.(2
110.2
)1.(
.2
1
=
+
=
+
=
um
a

Z
w
Chọn Z
1
=28 (răng)
Số răng bánh lớn
12
.ZuZ
=
=3.28=84 (răng)
Chọn Z
2
= 84 (răng)
Tỷ số truyền thực u
t
=: Z
2
/ Z
1
=84/28= 3
Sai lệchtỷ số truyền ∆U =
%0%100
3
33
%100.
=
−
=
−
u

uu
t
.
Vì ∆U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn.
Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
112
2
)8428(2
2
)(
21
=
+
=
+
=
ZZm
a
(mm)
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: u
t
= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
d
w1
=2a
w
(u
t

+1) = 2.112/(3+1)=56( mm)
d
w2
=2a
w
- d
w1
= 2.112-56=168 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πd
w1
n
1
/60000 = 3,14.56.950/60000= 2,784 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 2,784 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc
cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=8.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=8
+HB<350
+v= 2,784 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
K
Hv
= 1,02
K
Fv
= 1,055
Chọn : R
a
= 2,5 1,25 (µm)
⇒

Z
R
= 0,95.
HB<350 , v= 2,784 (m/s) <5 m/s; suy ra Z
V
= 1.
16
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
với d
a
= d
w2
= 168(mm)< 700mm suy ra K
xH
=1
Chọn Y
R
= 1
Y
S
= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(2)= 1,032
Với CCX=8, v= 2,784 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:

α
H
K
=1,02

α
F

K
=1,37
Hệ số tập trung tải trọng:
β
H
K
= 1,02 ;
β
F
K
= 1,05(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
wt
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε

≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twH
Z
α
2sin/.2=

( )
.
764,1
20.2sin
.2
0
==
H
Z
Z

ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng .
Khi đó theo công thức (6.36c):
3
4
α
ε
ε
−
=→
Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:

.728,1
84
1
28
1
2,388,1
11
2,388,1
21
=













−−=














−−=
zz
α
ε
.87,0
3
4

=
−
=→
α
ε
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=

.146,109,1.0305,1.02,1
==
H
K
Thay vào ta được:
][86,389
56.3.34
)13.(146,1.29990.2
.87,0.764,1.274
2
MPa
H
=
+

=
σ
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức
17
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
=481,81.0,95.1.1=457,72 (MPa)
Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
do vậy bánh răng đủ bền.
2.6 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
[ ]
1
1
1.1
1

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
][
2
1
21
2
F
F
FF
F
Y
Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó
557,0
795,1
11
===

α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng khớp
ngang).
89,0
140
'2115
1
140
1
00
=−=−=
β
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
.28
1
1
==
ZZ

v
84
2
2
==
ZZ
v
.
Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có:
{
.43,3
.22,3
2
1
=
=
F
F
Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
44,10305,1.02,1.37,1
===

FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:

][29,42
2.56.34
22,3.1.557,0.44,1.29990.2
1
MPa
F
==
σ
Và:

][05,45
22,3
43,3.29,42
2
MPa
F
==
σ
Do : σ
F1
=42,29MPa

< [σ
F1
]

1
= 252 (Mpa);
σ
F2
=45,05 MPa

< [σ
F2
]
2
= 236,5 (Mpa)
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải:
18
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
2,2
max
==
dn
qt
T

T
k
→
( )
[ ]
( )
{
.126035,5032,2.339,36.
max
max
MPaMPaK
HqtHH
=<===
σσσ
Ứng suất uốn cực đại
].252][][038,932,2.29,42.
max11max1
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
].65,236][][11,992,2.05,45.
max2max
22
MPaMPak
FqtFF
=≤===
σσσ
2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia :

][16884.2.
][5628.2.
22
11
mmZmd
mmZmd
===
===
- Đường kính đỉnh răng :
mmmdd
mmmdd
a
a
1722.2168.2
602.256.2
2
1
2
1
=+=+=
=+=+=
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d
1
cosα=56.cos20
0
=52,623 mm
d

b2
=d
2
cosα=168.cos20
0
=157,87 mm
-Khoảng cách trục chia: a=( d
1
+d
2
)/2= (52,623+157,87)/2= 105,25 (mm)
-Đường kính chân răng : d
f1
= d
1
–2,5.m=56- 2,5.2 = 51 (mm).
d
f2
= d
2
- 2,5.m=168-2,5.2 =163(mm).
19
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:

Thông số Kí hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia a 105,25 mm
Khoảng cách trục a
w

112mm
Số răng Z
1
28 răng
Z
2
84 răng
Đường kính vòng chia d
1
56 mm
d
2
168mm
Đường kính chân răng d
f1
51 mm
d
f2
163mm
Đường kính vòng lăn d
w1
56 mm
d
w2
168mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
60 mm
d
a2

172 mm
Đưòng kính cơ sở d
b1
52,623 mm
d
b2
157,87 mm
Hệ số dịch chỉnh x
1
0
x
2
0
Góc profin gốc α 20
0
Góc profin răng α
t
20
0
Góc ăn khớp α
tw
20
0
Hệ số trùng khớp ngang ε
α
1,728
Hệ số trùng khớp dọc
β
ε
1,77

Mô đun pháp m 2 mm
20
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.
T=T
đc
=30599,2Nmm=30,6. ;
Mômen tính T
t
=k.T=1,7.30,6=52,02 Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
Chọn k= 1,2
Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A112MA8Y3 ta có :
d
đc
= d
1
= 32 mm.
Đường kính trục cần tính: d
t
= d
đc
=32 mm
Tra bảng B16.10./68 với: T
t
=52,02 Nm

<
cf

kn
T
d
t
= 32 mm <
cf
kn
d
ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau :
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được
cf
kn
T
125 N.m
Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối
cf
kn
d
32 mm
Số chốt z 4 chốt
Đường kính vòng tâm chốt D
0
90 mm
Chiều dài phần tử đàn hồi l
3
28 mm
Chiều dài đoạn công xon của chốt l
1
34 mm

Đườgn kính của chốt đàn hồi d
c
14 mm
3.2. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]
d
=2 (N/mm
2
)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]
u
=60(N/mm
2
)
21
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
[ ] [ ]
dd
cv
x
d
dlDZ
TK
σσσ
<==≤=
7372,0
28.14.90.4

610,30.7,1.2
.
2
3
0
; thoả mãn.
3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt:
)(85,21
4.14.90.1,0
5,41.30600.7,1
1,0

33
00
0
MPa
ZdD
lTk
u
===
σ
< ; thoả mãn.
3.5. Lực tác dụng lên trục.
F
kn
=0,25. F
t
Với F
t
= 2.T/D

0
= 2.30600/ 90 = 680 N
Suy ra

F
kn
= 0,25.680= 172,4 N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép C45, thường hoá, có HB = 170…217,
σ
b
= 600 Mpa, σ
b
= 340 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục

[ ]
3
0,2
k
ksb
T
d
τ
=
(mm)
-Trục I chọn [τ] = 15Mpa, T
I

=29990 N.mm
-Trục II chọn [τ] = 20 Mpa, T
II
=86398,44N.mm
Suy ra:
d
1

[ ]
3
.2,0
τ
T
≥
=
3
15.2,0
97,41515
=24(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d
1
=25(mm)
d
2

[ ]
3
.2,0
τ
T
≥

=
3
20.2,0
44,86398
=27,8(mm) Chọn theo tiêu chuẩn d
2
=30(mm)
Chọn sơ bộ đường kính trục là:
-Chọn d
1sb
=25mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=17mm.
-Chọn d
2sb
=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=19mm.
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng
-Lực tác dụng lên bộ truyền xích: F
x
= 1424,712 N
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: F
kn
=172,4 N
-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
F
t1
= F
t2

=
N 07,1071
56
2.29990
d
2T
1
1
=−=
w

22
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
F
r1
= F
r2
=
389,84N20.712.107120.
00
1
==
tgtgF
t
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
-Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 l
m
=(1,2…1,5)d
sb

=>l
m13
=(1,2…
1,5)d
1
=(1,2…1,5)24=(30…37,5 ) mm
Chọn l
m13
= 35 mm
l
mx
=(1,2…1,5)d
2
=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn l
mx
= 41 mm
-Chiều dài may ơ khớp nối:
l
m12
=(1,4…2,5)d
1
=(1,4…2,5).25= (35…62,5) mm
Chọn : l
m12
=51 mm
-Chiều dài may ơ bánh răng 2:
l
m12
=(1,2…1,5)d

2
=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn l
m12
= 41 mm
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k
1
=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k
2
=10mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k
3
=15mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h
n
=20mm
4.3.1. Với trục I
l
12
= 0,5.(l
m12
+ b
01
) + k
3
+ h
n
= 0,5.(51 +17)+15+20=69=>l

12
=69mm
l
13
= 0,5.(l
m13
+b
01
)+k
1
+ k
2
=0,5.(35+17) +10+10= 46 mm
l
11
= 2.l
13
= 2.46= 92 mm
4.3.2. Với trục II
l
21
= l
11
=92 mm ;
l
23
= l
13
= 46 mm ;
l

22
= 0,5.(l
mx
+b
02
)+k
3
+ h
n
=0,5.(41+19) +15+20= 66 mm
23
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
24
Đồ án chi tiết máy GVHD :Trịnh Đồng Tính
4.4. Sơ đồ lực chung
l
13
= 46
l
12
= 69
l
21
=92
l
22
=65
Fy
B
Fx

A
Fx
B
Fy
A
Fr
1
Ft
1
Fr
2
Ft
2
Fy
D
Fx
D
Fy
C
Fx
C
Fr
Z
Y
X
Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục II nên ta chỉ cần xác định giá trị các phản lực
lên các gối trục của trục II.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ.
Ta có :
R
yc

= -1201,51(N) <0 đổi chiều đã chọn.
R
xc
=-535,535 (N) <0 ; đổi chiều đã chọn
R
xD
= 535,535 (N) >0; đúng chiều đã chọn.
R
yD
= -2236,382 (N) < 0 đổi chiều đã chọn.
4.5 Tính thiết kế trục
4.5.1. Tính sơ bộ trục I
+Với d
1sb
=25 mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d
12
=30mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d
10
=d
11
=25mm
-Tại tiết diện lắp đĩa xích: d
23
=20mm
+Chọn then:
Tra bảng 9.1a/173 [I] với d
12
=30mm ta chọn được then có các thông số sau:

b = 8 mm
h = 7 mm
t
1
=4 mm
t
2
=2,8 mm
r
min
=0,16 mm
r
max
=0,25 mm
Chiều dài then bằng : l
t
=0,8. l
m22
= 0,8.45 = 36 mm
25