Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm bộ truyền đai làm việc 2 ca thời gian phục vụ 12500 giờ, f=11700n,d=400mm,v=0,53m,s đại học chính qui

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP HÀ NỘI
KHOA CƠ KHÍ
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY

Số liệu của đề bài
Lực kéo băng tải: F =11700 N
Vận tốc băng tải: V = 0,53 m/s
Đường kính tang: D= 400 mm
Thời gian phục vụ: l
h
=12500 giờ
Số ca làm việc: số ca = 2
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài : 70
o
Đặc tính làm việc : Êm
Trong đó:
1 – Động cơ
2 – Nối trục đàn hồi
3 – Hộp giảm tốc
4 – Bộ truyền đai
5 – Băng tải
1
T
mm
= 1,68 T
1
T
2
= 0,72 T
1

t
1
= 2,6 h
t
2
= 4,5 h
t
ck
= 8 h
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết.
- Gọi P
t
là công suất tính toán trên trục máy công tác.
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo.
P
ct
=
η
t
p
β
Trong đó: P
ct
: công suất cần thiết

β
: hệ số đẳng trị

η

: hiệu suất
- Hiệu suất bộ truyền:

η
=
đ
η
.
2
br
η
.
4
α
η
.
k
η

Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (2.3)
Hiệu suất bộ truyền đai
đ
η
= 0,95
Hiệu xuất một cặp bánh răng
br
η
= 0,96
Hiệu xuất một cặp ổ lăn
α

η
= 0,99
Hiệu xuất khớp nối
k
η
= 0,98

⇒

η
= 0,95 .
2
96,0
.
4
99,0
. 0,98 = 0,824
- Công suất làm việc trên trục công tác P
t
:
P
t =
1000
v.F
=
1000
53,0.11700
=
6,201 (kw)
- Hệ số đẳng trị

β
:

β
=
ckck
t
t
T
T
t
t
T
T
2
2
1
21
2
1
1
.)(.)( +
=
8
5,4
.72,0
8
6,2
.68,0
22

+
= 0,665
- Công suất trên trục động cơ điện:

⇒
P
ct
=
665,0
824,0
201,6
= 5,004 (kw)
1.2. Chọn động cơ.
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : n
đb
= 1500 v/ph
Theo bảng P1.3 .[1] với P
ct
= 5,004 kW và n
đb
= 1500 v/ph dùng động cơ
4A112M4Y3 với P
đc
= 5.5 kW ; n
đc
= 1425 v/ph
2
- Điều kiện mở máy :

T

T
mm

≤

T
T
dn
k
 1,68
≤

T
T
dn
k
= 2,0
- Điều kiện quá tải:

T
T
mm

≤

T
T
dn
max
 1,68

≤

T
T
dn
max
= 2,2
Cả 2 điều kiện đều thỏa mãn. Vậy ta chọn động cơ 4A112M4Y3
1.3. Xác định số vòng quay của tang
-Tốc độ quay của trục trong.
Từ CT
v =
60000
lv
Dn
π

⇒
n
lv
=
D
V
.
.10.60
3
π
=
400.14,3
53,0.10.60

3
= 25,32 (vg/ph)
1.4. Phân phối tỉ số truyền.
- Tỉ số truyền của hệ dẫn động :
U
n
n
lv
đc
ct
=
=
3,25
1425
= 56,32
- Tỉ số truyền cũng được xác định bởi CT :
U
ct
= U
h
.U
đ
U
h
: tỉ số truyền của hộp giảm tốc
U
đ:
tỉ số truyền của bộ truyền động đai. Theo tiêu chuẩn chọn U
đ
= 2,8

- Vậy : U
h
=
đ
U
ct
U
=
8,2
32,56
= 20,11
Mà U
h
= U
1
.U
2
vì đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp. Dựa vào bảng 3.1
ta có kết quả U
1
= 5,69 và U
2
= 3,51 (lấy theo trị số U
h
= 20 gần với 20,11 nhất )
1.5. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
3
-Trục tang.
P
tg

=
α
η
lv
P
=
995,0
123,4
= 4,14 (kw) ( với
lv
P
= P
t
.
β
= 6,201.0,665 =
4,123 )
n
tg
= n
lv
= 25,32 (vg/ph)
T
tg
= 9,55.
6
10
.
tg
tg

n
P
= 9,55.
6
10
.
32,25
14,4
= 1561492 (N.mm)
-Trục III.
P
III
=
α
ηη
.
k
tg
P
=
995,0.99,0
14,4
= 4,20 (kw)
n
III
= n
tg
= 25,32 (vg/ph)
T
III

= 9,55.
6
10
.
III
III
n
P
= = 9,55.
6
10
.
32,25
20,4
= 1584123 (N.mm)
-Trục II.
P
II
=
α
ηη
.
br
III
P
=
995,0.99,0
20,4
= 4,04 (kw)
n

II
= n
III
. U
2
= 25,32.3,51 = 88,87 (vg/ph)
T
II
= 9,55.
6
10
.
II
II
n
P
= 9,55.
6
10
.
87.88
04,4
= 434139 (N.mm)
-Trục I.
P
I
=
α
ηη
.

br
II
P
=
995,0.99,0
04,4
= 4,1 (kw)
n
I
= n
II
.U
1
= 88,87.5,69 = 505.67 (vg/ph)
T
I
= 9,55.
6
10
.
I
I
n
P
= 9,55.
6
10
.
67,505
1,4

= 77431 (N.mm)
-Trục động cơ.
P =
đ
I
P
η
=
96,0
1,4
= 4,27 (kw)
n
đc
= n
I
.U
đ
= 505,67.2,8 = 1415 (vg/ph)
T
đc
= 9,55.
6
10
.
đ
đc
P
η
= 9,55.
6

10
.
1415
27,4
= 28818 (N.mm)
Bảng số liệu tổng kết:
Động cơ I II III Tang
4
Tỷ số truyền
U 2,8 5,69 3,51 1
Công suất
P (kw) 4,27 4,1 4,04 4,20 4,14
Tỷ số truyền
n (vg/ph) 1415 505,67 88,87 25,32 25,32
Mô men
xoắn
T (N.mm)
28818 77431 434139 1584123 1561492
PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Chọn loại đai.
- Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thường làm bằng
chất liệu đai vải cao su
2.2. Xác định thông số của bộ truyền.
- Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh
đai nhỏ d
1
= 160 mm
Ta có vận tốc đai:
V =
60000

d
11
n
π
=
60000
141516014,3 ××
= 11,84 m/s
- Dễ thấy v
≤
v
max
= 25 (đai thang thường). Vậy có thể lấy giá trị của d
1
= 160
mm
- Tính d
2
theo CT 4.2 ta có:
d
2
= d
1
u
ε
−1
1
= 160
8,2×
99,0

1
= 452 mm
với : -
ε
= 0,01
÷
0,02 : hệ số trượt
- u = 2,8 : tỉ số truyền đai
5
- Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn
chọn d
2
=450 mm
-Tính lại u’ theo d
2
vừa chọn
u’=
( )
1
2
1
d
d
ε
−
=
160
45099,0 ×
= 2,78
- Sai lệch của u’ so với u

u
tt
=
( )
ε
−1
1
2
d
d
= 2,84
⇒

u
uu
u
tt
−
=∆
= 0,14 < 4%
- Ta thấy
∆
u lằm trong giới hạn sai lệch cho phép (
∆
u
max
=4%) nên các kích
thước của d
1
và d

2
đạt yêu cầu
- Khoảng cách trục:
- Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT
a=
( )( )
21
25,1 dd +÷
=915
÷
1220 mm
- Với điều kiện 0,55
( )
21
dd +
+ h
≤
a
≤
2
( )
21
dd +
chọn a= 1000 mm
- Chiều dài dây đai:
- Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:
L = 2a +
( ) ( )
a
dddd

42
2
1221
−
+
+
π
= 2979,21 mm
- Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3000 mm
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ

i
=
10
max
=≤ i
L
v
đ
với
84,11=
đ
v
m/s
L= 3m

94,3
3
84,11
==i

<
10
max
=i
m/s
- Góc ôm
1
α
:
Góc ôm
1
α
được tính theo CT 4.7 với điều kiện (
0
120≥
α
)
6

1
α
=180
0
( )
a
dd
1
57
0
12

−−
= 163,35
0
thảo mãn điều kiện
0
120≥
α
2.3. Xác định số đai.
- Số đai Z được tính theo CT:
Z =
[ ]
( )
zu
đ
CCCCP
KP
10
1
α
Với: - P
1
: công suất trục bánh đai chủ động (P
1
=5,5 kW)
- P
o
: công suất cho phép, với v= 11,93 và d
1
= 160 mm chọn P
o

=
- K
đ
: hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K
đ
= 1,1
- C
α
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
1
α

C
α
=
( )
1
1800025,01
α
−−
= 0,985
- C
1
: hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C
1
=1
- C
u
: hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C
u

=1,135
- C
z
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không dều tải trọng, theo bảng
4.18 chọn C
z
=0,95
Vậy số đai
Z=
95,0.135,1.1.95,0.34,2
1,1.5,5
= 2,52
Lấy Z=3 đai
- Từ số đai Z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo CT 4.17
B =
( )
etZ 21 +−
Với e= 12,5 ; t= 19 ứng với đai bảng 4.21
⇒
Chiều rộng bánh đai B =
( )
5,12.21913 +−
=63 mm
- Đường kính ngoài của bánh đai:
d
a
= d
1
+2h
o

với h
o
= 4,2 (bảng 2.1)

⇒
d
a
= 160 +2.4,2 = 168,4 mm
2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
7
- Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19
F
o
= 780
v
đ
F
ZCv
KP
+








α
.

1
Trong đó: F
v
: lực căng do lực li tâm sinh ra

⇒
F
o
=780






3.985,0.93,11
1,1.5,5
=130,4 N
- Lực tác dụng lên trục theo 4.21 ta có:
F
r
=2 F
o
.Z.sin







2
1
α
=790,5 N
Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng:
Thông số Kí hiệu, đơn vị Giá trị
Loại đai Đai thang thường
Đường kính bánh nhỏ, lớn
d
1
, d
2
(mm)
160 và 450
Vận tốc đai v (m/s) 11,84
Tỉ số truyền
u
đ
2,8
Khoảng cách trục a (mm) 1010
Chiều dài dây đai L (mm) 3000
Góc ôm
( )
o
1
α
163,35
Số đai Z( chiếc ) 3
Chiều rộng bánh đai B(mm) 63
Đường kính ngoài bánh đai

d
a
(mm)
168,4
PHẦN III. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
3.1: Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng với:
+ Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền
1b
σ
= 850 (MPa)
8
Giới hạn chảy
1ch
σ
= 580 (MPa).
+ Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền
2b
σ
= 750 (MPa)
Giới hạn chảy
2ch
σ
= 450 (MPa).

3.2: Định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
H
σ
=
o
H lim
σ
.
H
HL
S
K
+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở
o
H lim
σ
= 2.HB + 70
⇒

o
H 1lim
σ
= 2 . 245 +70 = 560 (MPa)
o
H 2lim
σ
= 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ

K
HL
=
H
m
HEHO
NN /
với m
H
là bậc của đường cong mỏi
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N
HO
= 30.HB
2.4

⇒
N
HO1
= 30.
4,2
245
= 1,6.
7
10
N
HO2
= 30.
4,2
230
= 1,39.

7
10
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N
HE1
= 60.c.
ii
i
tn
T
T

3
max
∑








• N
HE2
= 60.c.
∑
∑









t
t
T
T
u
n
ii

3
max1
1
với c ,n
i
,Ti,t
i
lần lượt là số lần ăn khớp
trong một vòng quay,số vòng quay, mô men xoắn, tổng số giờ làm việc ở
chế độ i của bánh răng đang xét .
N
HE2
= 60.1.
69,5
67,505
.
( )

12500.
8
5,4
.72,0
8
6,2
.68,0
33






+
= 2,08.10
7
Vì N
HE2
> N
HO2
nên lấy N
HE2
= N
HO2

⇒
K
HL2
= 1

Tương tự
⇒
K
HL1
= 1.
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc S
H
= 1,1
9
⇒

[ ]
1
H
σ
=
1,509
1,1
1.560
=
(MPa)
[ ]
2
H
σ
=
8,481
1,1
1.530
=

(MPa)
[ ]
H
σ
=
[ ] [ ]
2
21
HH
σσ
+
=
45,495
2
8,4811,509
=
+
(MPa)
- Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
F
σ
=
o
F lim
σ
. K
FL
. K
FC

/ S
F
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở
o
F lim
σ
= 1,8.HB
⇒

o
F 1lim
σ
= 1,8 . 245 = 441 (MPa)
o
F 2lim
σ
= 1,8 . 230 = 414 (MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng
K
HL
=
H
m
FEFO
NN /
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N
FO1
= N
FO2
= 4.10

6
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương N
FE1
= 60.c.
ii
i
tn
T
T

6
max
∑








N
FE2
= 60.c.
∑
∑









t
t
T
T
u
n
ii

3
max1
1
N
HE2
= 60.1.
69,5
67,505
.
( )
12500.
8
5,4
.72,0
8
6,2
.68,0
66







+
= 1,05.10
7
Vì N
FE2
> N
FO2
nên lấy N
FE2
= N
FO2

⇒
K
FL2
= 1
Tương tự
⇒
K
FL1
= 1.
• Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 do tải đặt một phía
+ Hệ số an toàn khi tính về uốn S
F

= 1,75
⇒

[ ]
1
F
σ
=
252
75,1
1.1.441
=
(MPa)
[ ]
2
F
σ
=
57,236
75,1
1.1.414
=
(MPa)
- Ứng suất quá tải cho phép.
[ ]
==
1
max
1
.8,2

chH
σσ
2,8 . 580 = 1624 (MPa)
10
[ ]
==
2
max
2
.8,2
chH
σσ
2,8 . 450 = 1260 (MPa)
[ ]
==
1
max
1
.8,0
chF
σσ
0,8 . 580 = 464 (MPa)
[ ]
==
2
max
2
.8,0
chF
σσ

0,8 . 450 = 360 (MPa)
3.3: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
= K
a
. (u
1
+ 1) .
[ ]
3
1
2
2
1


baH
HB
u
KT
ψσ
+ Theo bảng (6.5) , (6.6) .Ta có K
a
= 49,5
ba
ψ
= 0,4
bd

ψ
= 0,53.
ba
ψ
.(u
1
+ 1) = 0,53.0,4.(6,07 + 1) = 1,499
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng k
HB
= 1,05
+ Mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T
1
= 77431 (N.mm)
⇒
a
w1
= 49,5.(5,69 + 1).
3
2
4,0.07,6.8,481
05,1.77431
= 173,67 (mm)
Lấy a
w1
= 173 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a
w1

=1,73…3,46 (mm)
chọn môddun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Z
1
=
)1.(
.2
1
1
+um
a
w
=
)169,5.(5,2
173.2
+
= 20,68
Lấy Z
1
= 21 (răng)
Z
2
= Z
1
. u
1
= 21.5,69 = 119,49
Lấy Z
2

=119 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u
1
=
21
119
= 5,66
• Tính lại khoảng cách trục
11
a
w1
=
2
).(
21
zzm +
=
2
)11921.(5,2 +
=175 (mm)
Lấy a
w1
= 180, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 175
(mm)
lên 180 (mm).
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
H
σ
= Z
M

.Z
H
.Z
ε
.
) (
)1.( 2
2
11
11
ww
H
dub
uKT +

+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Z
M
= 274 (Mpa
1/3
)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
=
tw
b
α
β
2sin
cos.2

⇒
Z
H
=
)2,21.2sin(
1.2
= 1,72
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε
Z
=
3
4
α
ε
−
• Hệ số trùng khớp ngang
α
ε
= 1,88 – 3,2.(
21
11
zz
+
) = 1,88 – 3,2.(
109
1
18
1
+

) =1,67
⇒

ε
Z
=
3
67,14 −
= 0,88
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
=
β
H
K
.
HV
K
.
α
H
K

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
α
H
K
= 1
• K

HV
= 1 +
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
2

1
1
• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d
w1
=
1
.2
1
1
+u
a
w
=
169,5
180.2
+
= 53,81 (mm)
•
H
ν

=
1
1

u
a
Vg
w
oH
δ
12
V =
60000

11
nd
w
π
=
60000
67,505.81,53.14,3
= 1,43 (m/s)
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
H
δ
= 0,006
g
o
= 73

• Chiều rộng vành răng b
w
=
1
.
wba
a
ψ
= 0,4 . 180 = 72 (mm)
•
⇒
H
ν
= 0,006 . 73.1,43 .
69,5
180
= 3,52
.
⇒
K
HV
= 1 +
1.05,1.77431.2
81,53.72.52,3
=1,084

⇒
K
H
=1,05.1,084.1 = 1,1382

⇒
H
σ
= 274.1,72.0,88.
2
)81,53.69,5.72(
)169,5(1382,1.77431.2 +
= 412,27 (MPa)
• Tính lại ứng suất cho phép
[ ]
H
σ
=
[ ]
H
σ
.z
v
.z
R
.K
xH
Với V = 1,75 (m/s), z
v
= 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp
chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R
z
= 10…40 (
m

µ
),do đó z
R
= 0,95 ; với d
a
<700 (mm), k
xH
= 1
⇒
[ ]
H
σ
= 481,8.1.0,95.1 = 457,71 (MPa)
Ta có
H
σ
= 412,27 (MPa) <
[ ]
H
σ
= 457,71 (MPa)
⇒
thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
1
F
σ
=
mdb
YYYKT

ww
FF

2
1
1
1
βε

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn
FVFFF
KKKK
αβ
=
• Theo bảng (6.7),
β
F
K
= 1,12
• Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp
khi tính về uốn
α
F
K
= 1
K
FV
= 1 +
αβ
ν

FF
wwF
KKT
db
2

1
13
F
ν
=
1
1

u
a
Vg
w
oF
δ
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
F
δ
= 0,016
g
o
= 73
⇒
F
ν

= 0,016 . 73.1,67
69,5
180
= 10,91
K
FV
= 1 +
1.05,1.77431.2
81,53.72.91,10
= 1,259
⇒
K
F
= 1,12 . 1 . 1,259 = 1,41
+ Hệ số trùng khớp răng
ε
Y
=
α
ε
1
=
67,1
1
= 0,598
+ Hệ số nghiêng của răng
β
Y
= 1
+ Số răng tương đương

z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
0cos
21
3
= 21
z
v2
=
β
3
2
cos
Z
=
0cos
119
3
= 119
theo bảng (6.18) ta được Y
F1
= 3,89
Y

F2
= 3,58
• với m = 2,5, Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
Y
R
= 1 (bánh răng phay),K
xF
= 1 (d
a
<400 mm)
Do đó
[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
11
σσ
=
= 252.1,016.1.1 = 256,03 (MPa)

[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
22
σσ
=
= 236,57.1,016.1.1 = 240,36 (MPa)

1F

σ
=
5,2.81,53.72
89,3.1.598,0.41,1.77431.2
= 52,03 (MPa) <
[ ]
1F
σ
= 256,03
(MPa)

1
2
12
.
F
F
FF
Y
Y
σσ
=
= 52,03 .
89,3
58,3
= 47,88 (MPa) <
[ ]
2F
σ
= 240,36

(MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
14
max1H
σ
=
qtH
K.
σ
với
qt
K
=
T
T
max
=
1
1
.68,1
T
T
= 1,68
⇒
max1H
σ
= 440,93 . 1,68 = 740,76 (MPa) <
[ ]
maxH
σ

= 1260 (MPa).
max1F
σ
=
qtF
K.
1
σ
= 42,3 . 1,68 = 71,06 (MPa) <
[ ]
max1F
σ
= 464 (MPa)
max2F
σ
=
qtF
K.
2
σ
= 37,26 . 1,68 = 62,596 (MPa) <
[ ]
max2F
σ
= 360 (MPa)
- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia
d
1
=

β
cos
.
1
zm
=
0cos
21.5,2
= 52,5 (mm)
d
2
=
β
cos
.
2
zm
=
0cos
119.5,2
= 297,5 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng
d
a1
= d
1
+ 2.m.(1 + x
1
-

y
∆
) = 52,5 + 2. 2,5.(1 + 0,157 - 0,015) = 58,21
(mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x
2
-

y
∆
) = 297,5 + 2. 2,5.(1 + 0,358 - 0,015) = 296,215
(mm)
+ Đường kính đáy răng
d
f1
= d
1
– (2,5 – 2.x
1
) . m = 52,5 – (2,5 – 2.0,157) . 2,5 = 47,035 (mm)
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2.x
2

) . m = 272,5 – (2,5 – 2.0,358) . 2,5 = 285,04 (mm)
+ Đường kính lăn

1
21
112
.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+
+=
= 52,5 +
11921
5,0.2
+
.52,5 = 52,875 (mm)

2
21
224

.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+
+=
= 297,5 +
11921
5,0.2
+
.297,5 = 299,625 (mm)
3.4: Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
15
a
w2
= K
a
. (u
2
+ 1) .

[ ]
3
2
2


baH
HB
u
KT
ψσ
+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động
T =
2
2
T
=
2
434139
= 217069,5 (Nmm)
+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Ta chọn K
a

= 43
ba
ψ
= 0,3
bd
ψ
= 0,53.

ba
ψ
.(u
2
+ 1) = 0,53.0,3.(3,51 + 1) = 0,72
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng K
HB
= 1,12
⇒
a
w2
= 43.(3,51 + 1).
3
2
3,0.51,3.45,495
12,1.5,217069
= 190 (mm)
Lấy a
w2
= 190 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a
w2
=1,86…3,72 (mm)
chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Chọn sơ bộ
β

= 35
o
Z
1
=
)1.(
cos 2
2
2
+um
a
w
β
=
)151,3.(5,2
35cos.190.2
+
o
= 27,61
Lấy Z
1
= 28 (răng)
Z
2
= Z
1
. u
2
= 28.3,51 = 98,028
Lấy Z

2
=98 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u
2
=
28
98
= 3,5
• Tính lại góc nghiêng
β
của răng.
16
cos
β
=
2
21
.2
).(
w
a
zzm +
=
190.2
)9828(5,2 +
= 0,829
β
⇒
=
o

35
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
H
σ
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
.
) (
)1.( 2
2
22
2
ww
H
dub
uKT +

+Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Z
M
= 274 (Mpa
1/3
)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z
H
=
tw

b
α
β
2sin
cos.2
ở đây
b
β
là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
⇒
tg
b
β
= cos
t
α
.tg
β
= cos (23,95).tg(35) = 0,6399
Với
twt
αα
=
= arctg.(
β
α
cos
tg
) = arctg (
35cos

20tg
) =
o
95,23
b
β
⇒
=
o
6,32
⇒
Z
H
=
)95,23.2sin(
)6,32cos(.2
= 1,507
• Hệ số trùng khớp dọc
β
ε
=
m
b
w
.
sin
.
π
β
=

m
a
wba
.
sin

2
π
β
ψ
= 0,3.190.
5,2.14,3
35sin
= 4,164
⇒
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
ε
Z
=
α
ε
1
=
418,1
1
= 0,839
Trong dó hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=















+−
21
11
.2,388,1
zz
. cos
β
=













+−
98
1
28
1
.2,388,1
.0,819 =1,418
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
=
β
H
K
.
HV
K
.
α
H
K

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
α
H
K

= 1,13
17
• K
HV
= 1 +
αβ
ν
HH
wwH
KKT
db
2

2
• đường kính vòng lăn bánh nhỏ d
w2
=
1
.2
2
2
+u
a
w
=
151,3
190.2
+
= 84,26 (mm)

H
ν
=
2
2

u
a
Vg
w
oH
δ
V =
60000

22
nd
w
π
=
60000
87,88.26,84.14,3
= 0,392(m/s)
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn
H
δ
= 0,002
g
o

= 73
• Chiều rộng vành răng b
w
=
1
.
wba
a
ψ
= 0,3 . 190 = 57 (mm)
Lấy b
w
= 57

⇒
H
ν
= 0,002 . 73.0,392 .
51,3
190
= 0,421
• .
⇒
K
HV
= 1 +
13,1.07,1.217069.2
26,84.57.421,0
=1,0038

⇒
K
H
=1,0067.1,07.1,13 = 1,213

⇒
H
σ
= 274.1,507.0,839.
2
26,84.51,3.57
)151,3.(213,1.5,217069.2 +
= 447,96
(MPa)
- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H
σ
=
[ ]
H
σ
.z
v
.z
R
.K
xH
Với V = 0,517 (m/s) < 5 (m/s), z
v

= 1; với cấp chính xác động học là 9,
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ
nhám R
a
= 2,5…1,25 (
m
µ
),do đó z
R
= 0,95 ; với d
a
<700 (mm), k
xH
= 1
⇒
[ ]
H
σ
= 495,45.1.0,95.1 = 470,67 (MPa)
Như vậy
H
σ
= 447,96 (MPa) <
[ ]
H
σ
= 470,67 (Mpa)
⇒
Thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

18
1
F
σ
=
mdb
YYYKT
ww
FF

2
2
1
1
βε

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn
FVFFF
KKKK
αβ
=
• Theo bảng (6.7),
β
F
K
= 1,24
• Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9,
α
F
K

= 1,37
K
FV
= 1 +
αβ
ν
FF
wwF
KKT
db
2

2
F
ν
=
2
2

u
a
Vg
w
oF
δ
⇒
F
ν
= 0,006 . 73.0,517 .
51,3

190
= 1,68
K
FV
= 1 +
37,1.07,1.65,166072.2
32,85.56.68,1
= 1,016
⇒
K
F
= 1,07 . 1,37. 1,016= 1,489
+ Hệ số trùng khớp răng
ε
Y
=
α
ε
1
=
418,1
1
= 0,71
+ Hệ số trùng nghiêng của răng
β
Y
= 1 -
140
β
= 1 -

140
35
= 0,75
+ Số răng tương đương
z
v1
=
β
3
1
cos
Z
=
35cos
28
3
= 50,94
z
v2
=
β
3
2
cos
Z
=
35cos
98
3
= 178,29

Theo bảng (6.18) ta được Y
F1
= 3,65 , Y
F2
= 3,6
Với m = 2,5, Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
Y
R
= 1 (bánh răng phay),K
xF
= 1 (d
a
<400 mm)
Do đó
[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
11
σσ
=
= 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)

[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
22
σσ
=

= 236,57.1,016.1.1 = 240,35 (MPa)
19

1F
σ
=
5,2.26,84.57
65,3.75,0.71,0.489,1.5,217069.2
= 104,64 (MPa) <
[ ]
1F
σ
= 256
(MPa)

1
2
12
.
F
F
FF
Y
Y
σσ
=
= 104,64 .
65,3
6,3
= 103,206 (MPa) <

[ ]
2F
σ
= 240,35
(MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
max1H
σ
=
qtH
K.
σ
với
qt
K
=
T
T
max
=
1
1
.68,1
T
T
= 1,68
⇒
max1H
σ
= 393,45 . 1,68 = 668,865 (MPa) <

[ ]
maxH
σ
= 1260 (MPa).
max1F
σ
=
qtF
K.
1
σ
= 80,47 . 1,68 = 136,799 (MPa) <
[ ]
max1F
σ
= 464 (MPa)
max2F
σ
=
qtF
K.
2
σ
= 79,37 . 1,68 = 134,929 (MPa) <
[ ]
max2F
σ
= 360 (MPa)
- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia d

1
=
β
cos
.
1
zm
=
35cos
28.5,2
= 85,45 (mm)
d
2
=
β
cos
.
2
zm
=
35cos
98.5,2
= 299,09 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng d
a1
= d
1
+ 2.m = 85,45 + 2. 2,5 = 90,45 (mm)
d
a2

= d
2
+ 2.m = 299,09 + 2. 2,5 = 304,09 (mm)
+ Đường kính đáy răng d
f1
= d
1
– 2,5 . m = 85,45 – 2,5.2,5 = 79,2 (mm)
d
f2
= d
2
– 2,5 . m = 299,09 – 2,5.2,5 = 293,74 (mm)
+Đường kính lăn

1
21
123
.
.2
d
ZZ
y
dd
w







+
+=
= 85 +
9428
0.2
+
.85 = 85 (mm)

2
21
236
.
.2
d
ZZ
y
dd
w






+
+=
= 299 +
9828
7,0.2

+
.286 = 302.1
Bảng số liệu.
20
Các thông số
Bộ truyền bánh răng
thẳng
Bộ truyền bánh răng
nghiêng
Khoảng cách
trục
w
a
(mm)
160 186
Môđun
m
2,5 2,5
Chiều rộng vành
răng
w
b
(mm)
64 56
Góc nghiêng của
răng
β
0 35
Số răng bánh
răng

(Z
1
,Z
2)
18 109 28 94
Hệ số dịch chỉnh
(x,y)
0,157 0,0358 0 0
Đường kính
vòng chia (d
1
,d
2
)
45 272,5 85,45 286,88
Đường kính đỉnh
răng (d
a1
,d
a2
)
50,71 279,215 90,45 291,88
Đường kính đáy
răng
(d
f1
,d
f2
)
39,535 268,04 79,2 280,63

21
PHẦN IV : THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có
- Độ cứng HB = 200
- Giới hạn bền
b
σ
= 850 (Mpa)
- Giới hạn chảy
ch
σ
= 340 (MPa)
- Ứng suất xoắn cho phép
[ ]
τ
= 15…30 (MPa) chọn
[ ]
τ
= 20 (MPa)
4.2. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I
Chọn
[ ]
τ
= 15 (MPa)
d
1
=
[ ]

3
1
.2,0
τ
T
=
3
15.2,0
77431
= 29,55 (mm)
Lấy d
1
= 30 (mm)
- Đường kính trục II
Chọn
[ ]
τ
= 20 (MPa)
d
2
=
[ ]
3
2
.2,0
τ
T
=
3
20.2,0

434139
= 47,70 (mm)
Lấy d
2
= 48 (mm)
- Đường kính trục III
Chọn
[ ]
τ
= 30 (MPa)
d
3
=
[ ]
3
3
.2,0
τ
T
=
3
30.2,0
1584123
= 64,15 (mm)
Lấy d
3
= 64 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính
trục động cơ điện.
4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc.

- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là b
o
= 25 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng
+ l
m1
= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).30 = 36…45 (mm)
chọn l
m11
= 36 (mm) ; l
m12
=45 (mm)
+ l
m2
= (1,2…1,5).d
2
= (1,2…1,5).48 =57,6 …72 (mm)
chọn l
m23
= 59(mm) ; l
m24
= 69 (mm) ; l
m25
= 64(mm)
+ l
m3
= (1,2…1,5).d
3

= (1,2…1,5).64 = 76,8…96 (mm)
22
chọn l
m36
=78 (mm) ; l
m37
= 80 (mm) l
m38
= 90 (mm)

- Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục
+Theo bảng (10.3) ta chọn
Tên gọi Ký hiệu và giá trị
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
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
K
2
= 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K
3
= 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông h
n
= 18

+ Trục II
l
22
= 0,5.( l
m23
+ b
o
) + k
1
+ k
2
= 0,5.(59 +25) + 10 + 8 = 60 (mm)
l
23
= l
22
+ 0,5.( l
m23
+ l
m24
) + k
1
= 60 + 0,5.(59 + 69) + 10 = 134 (mm)
l
24
= 2.l
23
- l
22
= 2.134 – 60 = 208 (mm)

l
21
= 2.l
23
= 2.134 = 268 (mm)
+ Trục I
l
13
= l
23
= 134 (mm)
l
11
= l
21
= 268 (mm)
l
12
= 0,5.( l
m11
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5.(36 + 25) + 10+ 18 = 58,5 (mm)
+ Trục III
l
32

= l
22
= 60 (mm)
l
33
= l
24
= 208 (mm)
l
34
= l
21
= 268 (mm)
l
C31
= 0,5.( l
m38
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5.( 90 + 25) +18 +10 = 85,5 (mm)
l
31
= l
34
+ l
C31

= 268 + 85,5

= 353,5 (mm)
4.4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

∗
Trục I
- Tính lưc tác dùng lên trục I
I hợp với phương x một góc
o
70=
α

23
Phân tích F
r
thành 2 thành phần

⇒
F
x11
= F
r
. cos70 = 749,5.cos70 = 256 (N)
F
Y11
= F
r
. sin70 = 749,5.sin70 = 704 (N)
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 2.

• F
x12
=
12
12
r
r
.
12121

t
Fcbcq

Vị trí đặt lực bánh 2 là dương
⇒
r
12
=
2
12w
d
=
26
2
52
=

Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb
12
= 1

Trục 1 quay ngược chiều kim động hồ nên cq
1
= 1
Bánh răng trụ răng thẳng nên hr
12
= 0
F
t12
=
12
1
.2
w
d
T
=
52
77431.2
= 2978 (N)

⇒
F
x12
=
26
26
.1.1.2978 = 2978(N)
• F
Y12
=

12
12
r
r−
.
12t
F
.
β
α
cos
tw
tg
= 1.2978.
0cos
95,23tg
= -1323 (N)
• F
Z12
= 0
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng YOZ :
Phương trình lực :
11Y
F

+
12Y
F


+
10Y
lF

+
11Y
lF

=
0


⇒
F
Y11
+ F
Y12
+ Fl
Y10
+ Fl
Y11
= 0
Phương trình mô men :
∑
)(AM
= F
Y11
. l
12

+ F
Y12
. l
13
- Fl
Y11
. l
11
= 0

⇒
Fl
Y10
= -195 (N)
Fl
Y11
= 424 (N)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
Phương trình lực :
11x
F

+
12x
F

+
10x
lF


+
11x
lF

=
0


⇒
F
x11
+ F
x12
– Fl
x10
– Fl
x11
= 0
Phương trình mô men :
∑
)(Am
= F
x11
. l
12
- F
x12
. l
13
+ Fl

x11
. l
11
= 0

⇒
Fl
x10
= 1801 (N)
Fl
x11
= 1433(N)
⇒
Lực tổng tại các gối đỡ là
Fl
t10
=
2
10
2
10 YX
FlFl +
=
22
1951801 +
= 1811 (N)
Fl
t11
=
2

11
2
11 YX
FlFl +
=
22
4241433 +
=1494 (N)
• Tính mô men tại các gối đỡ và bánh răng
+ Trong mặt phẳng YOZ :
24
M
X1D
= M
X1B
= 0
M
X1A
= Fl
Y11
. l
11
- F
Y12
. l
13
= 424.268 + 1323.134 = 290914 (Nmm)
M
X1C
= Fl

Y11
. (l
11
- l
13
) = 424 (268 – 134) = 56816 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
M
Y1D
= M
Y1B
= 0
M
Y1A
= F
X11
. l
12
= 256 . 58,5 = 14976 (Nmm)
M
Y1C
= Fl
X11
. (l
11
- l
13
) = 1433. (268 - 134) = 192022 (Nmm)
⇒
Momen tương đương tại các tiết diện là

M
td1A
=
2
1
2
1
2
1
.75.0 TMM
AYAX
++
=
222
77431.75,0 14976290914 ++

= 298917 (Nmm)
M
td1C
=
2
1
2
1
2
1
.75.0 TMM
CYCX
++
=

222
77431.75,019202256816 ++

= 211180 (Nmm)
M
td1D
=
2
1
.75.0 T
=
2
77431.75,0
= 67057(Nmm)
M
td1B
= 0
- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục
là

[ ]
3
0,1.
tdj
j
M
d
σ
=
[ ]

σ
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK )
[ ]
σ
⇒
= 67 (MPa)
+ Tại tiết diện A-A

[ ]
3
1
1
.1,0
σ
Atd
A
M
d ≥
=
3
67.1,0
298917
= 34,46 (mm)
+ Tại tiết diện D-D

[ ]
3
1
1
.1,0

σ
Dtd
D
M
d ≥
=
3
67.1,0
67057
= 21,55 (mm)
+ Tại tiết diện C-C

[ ]
3
1
1
.1,0
σ
Ctd
C
M
d ≥
=
3
67.1,0
211180
= 31,58 (mm)
Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính
các đoạn trục như sau :
d

1D
= 25 (mm)
d
1A
= 35 (mm)
d
1C
= 32 (mm)
d
1B
=25 (mm)
25