Đồ án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng dẫn động băng tải công suất 6.5 kW

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 1

LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Bách Khoa, sau khi học xong phần
lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học
Thiết kế máy cũng vậy.
Thiết kế máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế
các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác
đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ dẫn động
từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.
Khi thiết kế Đồ Án Thiết Kế Máy sinh viên lần đầu bắt tay vào một công việc
mới mẻ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức và lý thuyết để giải quyết các vấn đề có
liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay tuy còn mang nặng tính
lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức
sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thế tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận
tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có
thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.
Đà Nẵng ngày 10 tháng 11 năm 2014
Sinh viên thực hiện

Võ Nguyên Định



Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 2

CHƯƠNG 1
CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1. Phương án 1
Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích.
Ưu điểm
- Kết cấu đơn giản. Khuôn khổ kích thước nhỏ gọn hơn truyền động đai cùng
công suất. Không có hiện tượng trượt, tỉ số truyền trung bình ổn định. Hiệu suất cao,
có thể đạt 98% nếu được chăm sóc tốt và sử dụng hết khả năng tải. Lực tác dụng lên
trục và ổ nhỏ.
- Nhược điểm
Nhanh mòn bản lề, nhất là bôi trơn không tốt và làm việc ở nơi nhiều bụi. Có
tiếng ồn khi làm việc do va đập khi vào khớp nên hạn chế sử dụng ở bộ truyền tốc độ
cao. Cần bôi trơn và căng xích.
1.2. Phương án 2
Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai.
Ưu điểm :
- Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây ồn
nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các dao
động sinh ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của đai. Kết
cấu và vận hành đơn giản.
- Nhược điểm
Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số truyền
khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ thấp.
- Dựa vào ưu và nhược điểm của 2 phương án thiết kế trên, chọn phương án thiết
kế 2 : Hộp giảm tốc hai cấp khai triển sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền xích.

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 3

Chương 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1. Chọn loại động cơ
- Sử dụng động cơ không đồng bộ ba pha kiểu lồng sóc giá rẻ, cấu tạo vận hành
đơn giản nhất, mắc trực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần biết đổi dòng điện.
Được dùng rộng rãi nhất trong các ngành cơ khí, ví dụ trong máy công cụ, yêu cầu
công suất, phụ tải dưới 100kW, không điều chỉnh vận tốc hoặc có thể điều chỉnh nhảy
cấp bằng cách thanh đổi số đôi cực từ.
2.1.2. Chọn động cơ
- Công suất động cơ
P
ct
= 6,5 [kW]
- Số vòng quay của động cơ
n = 1500 [vòng/phút]
- Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A132S4Y3 có P
đc
= 7,5kW, n
đc
= 1480 vg/ph , ȵ
đc
= 87,5
2.2. Phân phối tỉ số truyền
2.2.1. Xác định tỉ số truyền i
t
của hệ thống dẫn động
- Ta có:

13,45
110
1480
n
n
i
gt
đc


2.2.2. Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động cho các bộ truyền
i

= i
nh
. i
h
= i
ng
. i
n
. i
c

- Trong đó :
i
nh
là tỉ số truyền của bộ truyền xích
i
h

là tỉ số truyền hộp giảm tốc
i
1
là

tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
i
2
là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
- Chọn sơ bộ i
nh
= 2,24
- Do đó tính được:
5,6
2,24
13,45
ng
i
t
i
h
i 

Chọn i
1
= 2,73 ; i
2
= 2,20
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 4

Tính lại giá trị của i
ng
theo i
i
của hộp giảm tốc:
2,24
2,73.2.20
13,45
.ii
i
i
21
t
ng


2.2.3. Xác định công suất, Mômen và số vòng quay trên các trục:
- Công suất trên các trục:
kW75,55,8.0,99.1.n.nPP
kolII
III


kW5,88.0,956,175.0,99.n.nPP
brolIII


kW 6,1756,5.0.95.nPP

đđcI


- Số vòng quay trên các trục:
vg/ph660
2,24
1480
i
i
i
đ
I
đc


vg/ph242
2,73
660
i
i
i
1
I
II


vg/ph110
2,2
242
i

i
i
2
II
III


Mômen xoắn trên các trục:
Nmm)(41942
1480
6,5
.
6
9,55.10
n
P
6
9,55.10T
đc
đc
đc


Nmm)89350
660
.
6
9,55.10
n
P

.
6
9,55.10T (
6,175
I
I
I


(Nmm)228884
242
5,88
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T
II
II
II


Nmm)
110
.
6
9,55.10

n
P
.
6
9,55.10T (501375
5,75
III
III
III










Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 5

Bảng kết quả thông số tính toán :

Trục
Thông số
Động cơ
I
II

III
Tỉ số truyền
i
ng
=2,24
i
n
=2,73
i
c
=

2,20

Công suất (kW)
6,5
6,175
5,88
5,75
Số vòng quay
(vg/ph)
1480
660
242
110
Mômen T (Nmm)
41942
89350
228884
501375

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 6

CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
3.1. Chọn bộ truyền
Truyền động xích thuộc loại truyền động bằng ăn khớp gián tiếp, được dùng để
truyền động ở các trục xa nhau. Trong truyền động xích, cùng một lúc có thể truyền
chuyển động và công suất cho nhiều trục. Tuy nhiên đòi hỏi chế tạo và chăm sóc phức
tạp, làm việc có va đập, chóng mòn nhất là do bôi trơn không tốt vả môi trường làm
việc nhiều bụi.
Theo chỉ tiêu thiết kế, bộ truyền cần thiết kế có tỷ số truyền u = u
ng
= 2,24. Công
suất cần truyền bằng công suất động cơ điện 65 kW, số vòng quay trục dẫn n = 1480
vòng/phút. Kiểu xích con lăn.
3.2. Thiết kế bộ truyền xích
3.2.1. Chọn loại xích:
Theo bảng 5.2 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta sử dụng đai loại xích
con lăn:

Bước xích p, mm
50,8


Kích thước, mm
B, không nhỏ hơn

31,75
d
0
14,29
d
1
28,58
l
-
h, không lớn hơn
48,3
b, không lớn hơn
72
Tải trọng phá hỏng Q, kN
226,8
Khối lượng 1 mắc xích q
1
, kg
9,7

3.2.2. Xác định thông số của bộ truyền
a) Chọn số răng đĩa xích
- Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập
càng lớn và xích mòn càng nhanh. Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo cho số răng nhỏ
nhất của đĩa xích lớn hơn z
min
(z
min
=17-19 đối với xích con lăn vận tốc trung bình).
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 7

- Với i=2,24, theo bảng 5.4 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta chọn số
răng z
1
=25. Từ z
1
suy ra z
2
= i.z
1
= 2,24x25=56.
Xác định bước xích p :
-Theo bảng 5.5 “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí”, theo đề công suất của
động cơ là 65kW, ta chọn số vòng quay đĩa nhỏ n
01
=200vg/ph, bước xích p=50,8mm,
đường kính chốt d
c
=14,29mm, chiều dài ống B=45,21mm.
- Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới
dạng :
P
t
=P.k
z
.k
n
.k≤ [P]

trong đó:
P
t
, P, [P] lần lượt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho
phép (kW).
k=k
đ
.k
A
.k
o
.k
đc
k
b
.k
c
[S
I
,B6-6,T105].
Trong đó:
+ k
đ
-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Chọn tải trọng rung động nhẹ, ta
chọn k
đ
=1
+ k
A
-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(30


50).t nên ta chọn k
A
=1
+ k
o
-Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với
đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60
o
nên ta chọn k
o
=1.
+ k
đc
-Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích.Trục được điều chỉnh
bằng một trong các đĩa xích ta chọn k
đc
=1.
+ k
b
-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích
nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn k
b
=0,8.
+ k
c
-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên
k
c
=1,25

Thay số vào ta có k=1.0,8.1.1,25.1=1
k
z
=
1
01
z
z
=
25
25
=1
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 8

k
n
=
1
01
n
n
=
300
200
=0,67
Thay vào ta có P
t
= 6,5x1x0,67x1=4,35kW < P=5,0kW: thóa mãn điều kiện.

c) Khoảng cách trục và số mắc xích8
Khoảng cách trục a: a
min
≤ a ≤ a
max

với a
min
= 0,5(d
a1
+d
a2
) + (30 50); a
max
=80p
khi thiết kế thường sơ bộ chọn a= (30 50)p
Chọn a= 35p= 1778 mm
Công thức tính số mắc xích:
x=
p
a2
+
2
21
zz 
+(

.2
12
zz 

)
2
.
a
p
.
Thay số vào ta được x= 111.
Số lần va đập i và bản lề xích trong 1 giây:
i (1/s)= z
1
n
1
/(15x)= 25x300/(15x77)=4,5 ≤ 12,7 thỏa mãn điều kiện với bước
xích p (mm) =50,8 ≤ 60.
c) Tính đường kính của đĩa xích :
Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :
)(405
25
180
8.50
180
1
1
mm
Sin
Z
Sin
p
d
oo

c


Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :
)(906
56
180
8,50
180
2
2
mm
Sin
Z
Sin
p
d
oo
c


e) Tính lực tác dụng lên trục :
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 9

npZ
Nk
PkR
t

t

10.6
.
7


Trong đó :
+ k
t
: hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm
ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn
o
40
với đường nằm ngang k
t
= 1,15.
+ N : công suất trục dẫn
+ p : Bước xích.
+ n : Số vòng quay của đĩa dẫn.
+ Z : số răng của đĩa dẫn
)N(2840
110.8,50.25
5,6.15,1.10.6
n.p.Z
N.k.10.6
P.kR
7
t
7

t


Các thông số tính được :
+ Số răng đĩa xích.
Đĩa dẫn Z
1
= 25(răng).
Đĩa bị dẫn Z
2
= 56(răng).
+ Bước xích p= 50,8(mm).
+ Số mắc xích X= 111(mắc xích ).
+ Khoảng cách trục A= 1778(mm).
+ Đường kính vòng chia.
Đĩa dẫn d
c1
= 405(mm).
Đĩa bị dẫn d
c2
= 906(mm).
+ Lực tác dụng lên trục.
R= 2840(N).

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 10

CHƯƠNG 4
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

4.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
4.1.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

k1
= 600 N/mm
2
; 
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm.
Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b
=500 N/mm
2
; 
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm.
4.1.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép :
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
N
tđ1
= 60 u (M

i
/M
max
)
3
n
i
.T
i
(3.1)
Trong đó:
+ M
i
,n
i
,T
i
là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i.
+ M
max
là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
+ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
N
tđ1
=60.1.6,5.330.16.(660/2,24).[1
3
.4/8 + (0,5)
3
.4/8]= 34,13.10

7
> N
o

với N
0
là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ2
= N
tđ1
/u
ng
= 28.10
7
/ 2,24= 15,24.10
7
> N
o

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 11

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’
N
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: []
Notx

= 2,6.HB
[]
tx
= []
Notx
. k’
N
.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
[]
tx1
= 2,6x200= 520 N/mm
2


Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
[]
tx2
= 2,6x170= 442 N/mm
2

Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh răng:
N
tđ
= 60 u (M
i
/M
max
)

m
n
i
.T
i
(3.2)
Các thông số như trên.
m : bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6.
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:
N
tđ2
= 60.1.6,5.16.330.(660/2,24).[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 30,8.10
7
 N
tđ1
= 2,24.30,8.10
7
= 69.10
7
.
Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o

.
Với N
0
chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N
0
=5.10
6
.
Do đó k
N
= 1 : hệ số chu kỳ ứng suất uốn
[]
u
=



kn
k
N
.
.5,1
''
1
(3.3) do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 
-1
= 0,43. 
k
= 0,43.600=258 N/mm

2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm
2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 12

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k

= 1,8.
Bánh nhỏ: []
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2

.
4.1.3. Tính toán thông số bộ truyền
a) Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Do ổ bố trí đối xứng
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5
b) Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do vậy tải
trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ.
Vậy chọn 
A
= b/A = 0,3
c) Xác định khoảng cách trục:

3
2
2
2
6
1
.'.
.
.
.][
10.05,1
)1(
n
Nk
u
uA
A

tx











(3.4)

’
-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng
nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn 
’
= 1,2.
k : hệ số tải trọng
n
2
=242(v/p)


tx2
=442N/mm
2

mm142

242.2,1.3,0
175,6.5,1
.
24,2.442
10.05,1
)124,2(A
3
2
6
1











Chọn A
1
=142
d) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 13

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

sm
u
nA
v /47,3
)124,2.(1000.60
660.142 2
)1(1000.60
2
11







(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (6-13) ta chọn cấp chính xác 8.
e) Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
: hệ số tập trung tải trọng
k

đ
: hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = 
A
.A = 0,3. 350 = 105 mm.
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm
i
A
d 5,42
124,2
350.2
1
.2
1






do đó: 
d
= b/d
1
=
486,0
216
105



Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,09
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng
+ 1)/2 = 1,045.
Giả sử:


sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,045.1,4=1,463
Do k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A.
Như vậy lấy chính xác A= 142mm (3.8)
f) Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng :
Modun pháp : m
n

= (0,01

0,02).A = (2,5

4)mm
Theo bảng 6.8 chọn m
n
= 2,5mm.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 14

Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10
o

Số răng của bánh nhỏ:

17
)124,2(5,4
10cos.142.2
)1(
cos 2
1





o
n

im
A
Z

. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 47.2,24 = 114
Tính chính xác góc nghiêng :
cos =
984,0
142.2
5,2.131
.2
.

A
mZ
nt
(3.10)
Vậy  = 10
o
3
/

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 43,5mm

g) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: Z
tđ
=Z/cos
3
.(3.11)
Bánh nhỏ: Z
tđ1
=17/(0,984)
3
=19
Bánh lớn: Z
tđ2
=114/(0,984)
3
= 118
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
y
1
= 0,49
y
2
= 0,517
Lấy ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh
răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng.
Đối với bánh răng nhỏ:

2
2
6

11
2
1
6
1
/49,36
5,1.105.660.47.5,4.49,0
175,6.5,1.10.1,19
''
10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
n
u



(3.12)
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 15

vậy
1u

< []
u1
=143,3 N/mm
2

Đối với bánh răng lớn:

u2
= 
u1
.y
1
/y
2
(3.13)

u2
= 36,49.0,49/0,517=34,58N/mm
2
< []
u2
= 119,4 N/mm
2
.
h) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []
txqt
=2,5[]
Notx.
(3.14)

Bánh nhỏ: []
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm

2
.
Bánh lớn: []
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []
uqt
=0,8.
ch.
(3.15)
Bánh nhỏ: []
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt
I
I
txqt
k
nb

Nki
iA
.
.'.
)1(
.
10.05,1
3
6




(3.16) ; k
qt
=1,4.

2
36
1
/3084,1
660.105.2,1
75,61.5,1.24,3
24,2.350
10.05,1
mmN
txqt




txqt2
=
2
36
/4944,1.
242.105.2,1
58.5,1.24,3
24,2.350
10.05,1
mmN


txqt1
< 1300 N/mm
2
 thỏa mãn.

txqt2
<1105 N/mm
2
 thỏa mãn
Kiểm tra sức bền uốn : 
uqt
= k
qt.

u
.
Bánh nhỏ: 

uqt1
= 36,49.1,4 = 51,09 N/mm
2
< []
uqt1

Bánh lớn: 
uqt2
= 119,4.1,4 = 167,16 N/mm
2
< []
uqt2.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 16

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun pháp: m
n
= 2,5mm
Số răng: Z
1
= 17 ; Z
2
= 114
Góc ăn khớp: 
n
= 20
o
Góc nghiêng:  = 10

o
3
/

Chiều cao đầu răng : h
d
= m
n
= 2,5mm
Độ hở hướng tâm c
1
=0,25.m
n
= 0,25.4,5= 1,125mm
Khoảng cách trục: A = 350mm.
Bề rộng bánh răng: b= 42,5mm.
Đường kính vòng chia: d
c1
=m
n
.Z
1
/cos (3.17)
 d
c1
= 43mm ;
 d
c2
= 4,5.106/ cos10
o

3
/
= 246mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e1
= d
c1
+ 2.m
n

 d
e1
= 215+ 2.4,5 = 48 mm.
 d
e2
= 484+ 2.4,5 = 251 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1
= d
c1
- 2.m
n
-2.c
 d
i1
= 215- 2.4,5- 2.1,125= 38 mm.
d
i2
= 484 – 2.4,5 – 2.1,125 = 240 mm.
4.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm

4.2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

k1
= 600 N/mm
2
; 
ch1
= 300N/mm
2
; HB = 200.
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (6090) mm.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 17

Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

b
=500 N/mm
2
; 
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100300) mm.
4.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
a) Ứng xuất tiếp xúc cho phép :
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

N
tđ1
= 60 u (M
i
/M
max
)
3
n
i
.T
i
(3.1)
Trong đó:
+ M
i
,n
i
,T
i
là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i.
+ M
max
là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
+ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.
N
tđ1
=60.1.6,5.330.16.(660/2,24).[1
3

.4/8 + (0,5)
3
.4/8]= 34,13.10
7
> N
o

với N
0
là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ2
= N
tđ1
/u
ng
= 28.10
7
/ 2,24= 15,24.10
7
> N
o

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’
N
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: []
Notx
= 2,6.HB

[]
tx
= []
Notx
. k’
N
.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ :
[]
tx1
= 2,6x200= 520 N/mm
2


Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn :
[]
tx2
= 2,6x170= 442 N/mm
2

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 18

Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh răng:
N
tđ
= 60 u (M
i

/M
max
)
m
n
i
.T
i
(3.2)
Các thông số như trên.
m : bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6.
Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:
N
tđ2
= 60.1.6,5.16.330.(660/2,24).[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 30,8.10
7
 N
tđ1
= 2,24.30,8.10
7
= 69.10
7
.
Cả N
tđ1
và N

tđ2
> N
o
.
Với N
0
chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N
0
=5.10
6
.
Do đó k
N
= 1 : hệ số chu kỳ ứng suất uốn
[]
u
=



kn
k
N
.
.5,1
''
1
(3.3) do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 
-1

= 0,43. 
k
= 0,43.600=258 N/mm
2
.
Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 
-1
= 0,43.500 = 215 N/mm
2
.
Hệ số an toàn: n = 1,5.
Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: k

= 1,8.
Bánh nhỏ: []
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2
.

4.2.3. Tính toán thông số bộ truyền
a) Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 19

b) Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Chọn 
A
= b/A = 0,1
c) Xác định khoảng cách trục:

3
2
2
2
6
2
.'.
.
.
.][
10.05,1
)1(
n
Nk
u
uA
A

tx











(3.4)

’
-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng
nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn 
’
= 1,2.
k : hệ số tải trọng
n
2
=242(v/p)


tx2
=442N/mm
2

mm212

242.2,1.3,0
88,5.5,1
.
24,2.442
10.05,1
)124,2(A
3
2
6
2











Chọn A
1
=212mm
d) Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:
Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

s/m667,0
)124,2.(1000.60
242.212 2

)1u(1000.60
n.A 2
v
22







(3.5)
Với vận tốc này theo bảng (6-13) ta chọn cấp chính xác 9.
e) Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:
Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
: hệ số tập trung tải trọng
k
đ
: hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = 
A
.A = 74,2 mm
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 20

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mm
i
A
d 5,78
1
.2
1




do đó: 
d
= b/d
1
=
486,0

Tra bảng 3-12 ta tìm được k
ttbảng
= 1,09
Hệ số tập trung tải trọng thực tế: k
tt
= (k
ttbảng

+ 1)/2 = 1,045.
Giả sử:


sin
m.5,2
b
n
(3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được k
đ
= 1,4.
Hệ số tải trọng k = k
tt
.k
đ
= 1,045.1,4=1,463
Do k ít khác với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A.
Như vậy lấy chính xác A= 212mm (3.8)
f) Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng :
Modun pháp : m
n
= (0,01

0,02).A = (2,5

4)mm
Theo bảng 6.8 chọn m
n
= 2,5mm.
Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10

o

Số răng của bánh nhỏ:

30
)1(
cos 2
1



im
A
Z
n

. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 132
Tính chính xác góc nghiêng :
cos =
973,0
142.2
5,2.131
.2
.


A
mZ
nt
(3.10)
Vậy  = 17
o
3
/

Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 21

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 74,2mm
g) Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Tính số răng tương đương: Z
tđ
=Z/cos
3
.(3.11)
Bánh nhỏ: Z
tđ1
=17/(0,984)
3
=34
Bánh lớn: Z
tđ2
=114/(0,984)

3
= 151
Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:
y
1
= 0,49
y
2
= 0,517
Lấy ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh
răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng.
Đối với bánh răng nhỏ:

2
2
6
11
2
1
6
1
/49,36
5,1.105.660.47.5,4.49,0
175,6.5,1.10.1,19
''
10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
n

u



(3.12)
vậy
1u

< []
u1
=143,3 N/mm
2

Đối với bánh răng lớn:

u2
= 
u1
.y
1
/y
2
(3.13)

u2
= 36,49.0,49/0,517=34,58N/mm
2
< []
u2
= 119,4 N/mm

2
.
h) Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: []
txqt
=2,5[]
Notx.
(3.14)

Bánh nhỏ: []
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
.
Bánh lớn: []
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: []
uqt
=0,8.
ch.
(3.15)
Bánh nhỏ: []
uqt1
= 0,8.300 = 240 N/mm
2
.
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 22

Bánh lớn: []
uqt2
= 0,8.260 = 208 N/mm
2
.
Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qt
I
I
txqt
k
nb
Nki
iA
.
.'.
)1(
.
10.05,1
3
6




(3.16) ; k

qt
=1,4.

2
36
1
/3084,1
660.105.2,1
75,61.5,1.24,3
24,2.350
10.05,1
mmN
txqt




txqt2
=
2
36
/4944,1.
242.105.2,1
58.5,1.24,3
24,2.350
10.05,1
mmN


txqt1

< 1300 N/mm
2
 thỏa mãn.

txqt2
<1105 N/mm
2
 thỏa mãn
Kiểm tra sức bền uốn : 
uqt
= k
qt.

u
.
Bánh nhỏ: 
uqt1
= 36,49.1,4 = 51,09 N/mm
2
< []
uqt1

Bánh lớn: 
uqt2
= 119,4.1,4 = 167,16 N/mm
2
< []
uqt2.
Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Modun pháp: m

n
= 2,5mm
Số răng: Z
1
= 30 ; Z
2
= 132
Góc ăn khớp: 
n
= 20
o
Góc nghiêng:  = 17
o
3
/

Chiều cao đầu răng : h
d
= m
n
= 2,5mm
Độ hở hướng tâm c
1
=0,25.m
n
= 0,25.4,5= 1,125mm
Khoảng cách trục: A = 212mm.
Bề rộng bánh răng: b= 74,2mm
Đường kính vòng chia: d
c1

=m
n
.Z
1
/cos (3.17)
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 23

 d
c1
= 78,5mm ;
 d
c2
= 345,5mm
Đường kính vòng đỉnh: d
e1
= d
c1
+ 2.m
n

 d
e1
= 83,5mm.
 d
e2
= 350,5 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1

= d
c1
- 2.m
n
-2.c
 d
i1
= 72,25mm.
d
i2
= 339,25 mm.


Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 24

CHƯƠNG 5
THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
5.1 Thiết kế chi tiết trục
5.1.1 Chọn vật liệu
Là trục truyền chịu tải trọng trung bình, ngoài tác dụng đỡ các chi tiết quay còn
truyền mômen xoắn, chịu uốn và xoắn đồng thời ngoài ra còn chịu tác dụng của lực
dọc trục.
Từ yêu cầu đó ta chọn vật liệu là thép C45 nhiệt luyện bằng phương pháp thường
hóa.
5.1.2 Tính sơ bộ trục
Ban đầu ta chưa biết các kích thước các phần chủ yếu của trục như độ dài các
đoạn trục và đường kính của nó.
Để xác định đường kính sơ bộ trục, dùng công thức sơ bộ để tính chỉ xét đến tác dụng

của mômen xoắn trên trục, vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn
nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn giá trị thực.
Theo công thức :
d ≥
3
N
C
n

(mm) (CT 7-2,tr.114[1])
Trong đó:
d : đường kính trục
N : công suất truyền của trục (KW)
n: số vòng quay trong một phút của trục (vòng/phút)
C: hệ số phụ thuộc vào ứng suất xoắn cho phép []
C= 110130
Đô án thiết kế máy

SVTH: Võ Nguyên Định Trang 25

Chọn: C =120
Trục I
N = 6,175 (KW)
n = 660 (vòng/phút)
=> d
1
≥ 23,38 (mm)
Chọn: d
1
= 30 (mm)

Trục II
N = 3,88 (KW)
n = 242(vòng/phút)
=> d
2
≥ 43,8 (mm)
Chọn: d
2
= 45 (mm)
Trục III
N = 5,75 (KW)
n = 110(vòng/phút)
=> d
3
≥ 58,7 (mm)
Chọn d
3
= 60 (mm)
5.1.3 Tính trục gần đúng
Tính gần đúng có xét đến tác dụng đồng thời cả mômen xoắn lẫn mômen uốn
đến sức bền trục. Trị số mômen xoắn đã biết, ta chỉ cần tìm trị số mômen uốn.
Chọn và vẽ phát họa hộp giảm tốc theo hình sau:
Trong đó:
a = 15 : khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
b
1
= 81 (mm) : bề rộng bánh răng dẫn cấp nhanh