Thiết kế hệ dẫn động hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm bộ truyền đai lực kéo băng tải 12000n, vận tốc băng tải 0,49mtrên giây đại học chính qui

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
A.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
I. Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện.
Chọn động cơ điện.
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P
ct
=
Trong đó
+ P
ct
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw).
+ P
t
=P
lv
. β là công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
Trong đó
P
lv
là công suất làm việc: P
lv
= = = 5,88 (kw)

Trong đó: F là lực kéo băng tải (N).
v là vận tốc băng tải (m/s).
β là hệ số đẳng trị
β = = = 0,77
P
t
= 5,88.0,77 = 4.53 (kw)
+ là hiệu suất truyền động η =

.η
4
ol
đbr
η.η
2
.
kn
η

Trong đó
η
ol
là hiệu suất một cặp ổ lăn. Tra bảng η
ol
= 0,995
η
br
= là hiệu suất bộ truyền bánh răng. Tra bảng η
br
= 0,98
η
đ
là hiệu suất bộ truyền đai. Tra bảng η
đ

= 0,96
η
kn

là hiệu suất của khớp nối. Tra bảng η
kn
= 0,99
Thay số ta được: η

= 0,995
4
.0,98
2
.0,96.0,99 = 0,895
P
ct
= = 5,06 (kw)
- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lí của động cơ điện.
+ Dựa vào bảng 2.4 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng hai cấp
U
h
=22 và tỉ số truyền của bộ truyền ngoài( bộ truyền đai) U
n
=2
+ Theo công thức 2.17
n
lv
= = = 31,2 (v/ph)
Trong đó: v là vận tốc băng tải (m/s).
D là đường kính băng tải (mm).
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ
n

sb
= n
lv
.u
t
= 31,2.2.22 =1373 (v/ph).
Dựa vào những số liệu tính toán được và bảng P1.3 phần phụ lục ta chọn được
động cơ 4A132S4Y3
Với P
đc
= 7,5 (kw); n
đc
= 1455 (v/ph)
+ Kiểm tra điều kiện bền.
Theo bảng P1.3 ta có
dn
k
T
T
= 2 >
T
T
mm
=1,7 và
dn
T
T max
= 2,2 >
T
T

mm
=1,7
Vậy động cơ đã chọn thỏa mãn điều kiện an toàn khi mở máy và khi làm việc.
II. Phân phối tỉ số truyền.
- Xác định tỉ số truyền U
t
của hệ thống dẫn động.
U
t
=
Trong đó: n
đc
là số vòng quay của động cơ (v/ph).
n
lv
là số vòng quay của băng tải (v/ph).
Thay số ta được U
t
= = 46,63
- Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động U
t
cho các bộ truyền.
Ta có U
t
= U
n
.U
h
Chọn sơ bộ U
n

= 2 U
h
= = = 23,3
Theo bảng 3.1 ta chọn U
h
= 24
Với U
h
= 24 ta có U
1
=6,42; U
2
=3,74
Trong đó: U
1
là tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh.
U
2
là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm.
III. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
- Công suất trên các trục.
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
+ Trên trục 3: P
3
=
olkn
lv
P
ηη

.
=
995,0.99,0
88,5
= 5,97 (kw)
+ Trên trục 2: P
2
=
olbr
P
ηη
.
3
=
995,0.98,0
97,5
= 6,12 (kw)
+ Trên trục 1: P
1
=
olbr
P
ηη
.
2
=
995,0.98,0
12,6
= 6,28 (kw)
+ Trên trục động cơ: P

đc
=
đ
P
η
1
=
96,0
28,6
= 6,54 (kw)
- Số vòng quay trên các trục.
+ Trên trục 1: n
( )
pv
u
n
đ
đc
/728
2
1455
1
===
+ Trên trục 2: n
( )
pv
u
n
/113
42,6

728
1
1
2
===
+ Trên trục 3: n
( )
pv
u
n
/33
47,3
113
2
2
3
===
- Momen xoắn trên các trục.
+ Trên trục 1: T
1
= 9,55.
6
10
.
1
1
n
P
= 9,55.
6

10
.
728
28,6
= 82382 (Nmm)
+ Trên trục 2: T
2
= 9,55.
6
10
.
2
2
n
P
= 9,55.
6
10
.
113
12,6
= 517221 (Nmm)
+ Trên trục 3: T
3
= 9,55.
6
10
.
3
3

n
P
= = 9,55.
6
10
.
33
97,5
= 1727682 (N.mm)
Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Trục
Thông số
Động cơ 1 2 3
Công suất P(kw) 6,54 6,28 6,12 5,97
Tỉ số truyền U 2 6,42 3,74
Số vòng quay n(v/p) 1455 728 113 33
Momen xoắn T(Nmm) 82382 517221 1727682
B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
I. Chọn loại đai và tiết diện đai.
Dựa vào bảng 4.13 và hình 4.1 ta chọn loại đai là đai thang thường loại B
II. Tính các thông số của bộ truyền đai.
1. Tính đường kính bánh đai, chiều rộng bánh đai, chiều dài đai, khoảng
cách trục.
- Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
= 160 mm
- Vận tốc đai v = = = 12,18 (m/s) < v
max

=25 (m/s)
- Đường kính bánh đai lớn
Theo công thức 4.2 với =0,002 ta có
d
2
= u.d
1
.(1-) = 2.160.(1-0,002) = 319,36 (mm)
Theo bảng 4.26 ta chọn d
2
= 315 mm
- Tỉ số truyền thực tế.
U
t
= = = 1,96
Và U = = . 100% = 2 % < 4 %
- Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục a = 1,2.d
2
= 1,2.315 = 378 mm
-Tính chiều dài đai.
Theo công thức 4.4 ta có
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
l = 2a + + = 2.378 + +
= 1518 mm
Theo bảng 4.13ta chọn chều dài đai chuẩn l = 1600 mm
- Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây.
Theo công thức 4.15 ta có
i = = = 7,6125 (vg/s) < 10 (vg/s)
- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài chuẩn l = 1600 mm.

Theo công thức 4.6 ta có: a =
Trong đó: λ = l - = 1600 - = 854,25
= = = 77,5
Thay số ta được: a = = 420 mm
- Tính góc ôm đai.
Theo công thức 4.7 ta có
α
1
= 180 - = 180 – = 159
0
> a
min
= 120
0
2. Xác định số đai .
- Theo công thức 4.16 ta có: Z =
+ Theo bảng 4.7 ta chọn K
đ
= 1,25
+ Với α = 159
0
ta có C
α
= 1- 0,0025(180
0
- α) = 1- 0,0025(180
0
– 159
0
) = 0,95

+ Với = 0,71 ta chọn C
l
= 0,92 ( bảng 4.16)
+ Theo bảng 4.17 với U = 2 chọn C
u
= 1,125
+ Theo bảng 4.19 với v = 12,18 m/s; d
1
= 160 mm ta chọn = 2,78
Với = = 2,35 theo bảng 4.18 ta chọn C
z
= 0,95
Thay số ta được z = = 3,15
Vậy ta chọn z = 3 đai
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- Tính chiều rộng bánh đai.
Theo công thức 4.17 và bảng 4.21 ta có
B = (z-1).t +2e = (3-1).19 + 2.12,5 = 63 mm
- Đường kính ngoài của bánh đai.
d
a
= d
1
+ 2h
o
= 160 + 2.4,2 = 168,4 mm
3. Xác định lực căng ban đầu tác dụng lên trục.
- Theo công thức 4.19 ta có F
o

= + F
v
Trong đó
F
v
= q
m
.v
2
với q
m
= 0,178 kg/m (bảng 4.22)
F
v
= 0,178.12,18
2
= 26,41 N
Do đó F
o
= + 26,41 = 210 N
- Lực tác dụng lên trục.
F
r
= 2.F
o
.z.sin() = 2.210.3.sin() = 1239 N
Dựa vào các kết quả tính toán ta có bảng sau
Thông số Kích thước
Loại đai Đai thang thường loại B
Đường kính bánh đai nhỏ d

1
, mm 160
Đường kính bánh đai lớn d
2,
mm 315
Chiều rộng bánh đai B, mm 63
Chiều dài đai l, mm 1600
Khoảng cách trục a, mm 420
Số đai z 3
Lực tác dụng F
r
, N 1239
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
C. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
I. Chọn vật liệu.
- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu làm việc và dựa vào bảng 6.1 ta
chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng như sau
+ Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiên có
HB = 241285; = 850 MPa; = 580MPa
+ Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện có
HB = 192240; = 750 MPa; = 450MPa
II. Xác đinh ứng suất cho phép.
- Theo bảng 6.2 với thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB = 180350 thì
= 2HB + 70; S
H
= 1,1; = 1,8HB; S
F
= 1,75
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB

1
= 245; độ rắn bánh lớn HB
2
= 230 khi đó ta có
= 2HB
1
+ 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa
= 1,8HB
1
= 1,8.245 = 441 MPa
= 2HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
= 1,8HB
2
= 1,8.230 = 414 MPa
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo công thức 6.5 ta có N
HO
= 30
Ta có
N
HO1
= 30 = 30.245
2,4
= 1,6.10
7
và N
HO2
= 30 = 30.230

2,4
= 1,39.10
7
- Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N
FO
= 4.10
6
(vì chọn vật liệu
là thép).
- Số chu kì chịu tải tương đương N
HE
được tính theo công thức 6.7
N
HE
= 60c.n
i
.t
i
Ta có N
HE2
=60c
Vì n không đổi và quay 1 vòng bánh răng ăn khớp một lần nên c = 1
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
N
HE2
= 60.1. .16300.(1
3
.0,3 + 0,7
3

.0,5875) = 5.10
7
> N
HO2
= 1,39.10
7

Do đó K
HL2
= 1
Tương tự ta có N
HE1
> N
HO1
do đó K
HL1
= 1
- Theo công thức 6.1a sơ bộ ta xác định được
=
Vậy
1
= 560. = 509 MPa và
2
= 530. = 482 MPa
- Vì bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng thẳng nên =
2
= 482 MPa
- Vì bộ truyền cấp chậm sử dụng bánh răng nghiêng nên
’
= = = 495,5 MPa

Ta có
’
< 1,25
min
= 1,25.482 = 602,5 MPa
- Số chu kì chịu tải tương đương(tính theo ứng suất uốn) N
FE
được tính theo
công thức: N
FE
= 60c.n
i
.t
i
Ta có N
FE2
= 60.1. .16300.(1
6
.0,3 + 0,7
6
.0,5875) = 3,7.10
7
> N
FO
= 4.10
6
Do đó K
FL2
= 1, tương tự ta có K
FL1

= 1
- Theo công thức 6.2a ta có
- Với bộ truyền đã cho là bộ truyền quay một chiều nên K
FC
= 1
Vậy sơ bộ ta xác định được
[ ]
( )
[ ]
( )
Mpa
Mpa
F
F
5,236
75,1
1.1
.414σ
252
75,1
1.1
.441σ
2
1
==
==
- Ứng suất khi quá tải
[ ]
==
1

max
1
.8,2
chH
σσ
2,8.580 = 1624 (MPa)
[ ]
==
2
max
2
.8,2
chH
σσ
2,8.450 = 1260 (MPa)
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
[ ]
==
1
max
1
.8,0
chF
σσ
0,8.580 = 464 (MPa)
[ ]
==
2
max

2
.8,0
chF
σσ
0,8.450 = 360 (MPa)
III. Tính bộ truyền cấp nhanh( Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng).
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w1
= K
a
. (u
1
+ 1) .
[ ]
3
1
2
2
1


baH
HB
u
KT
ψσ
Trong đó
- K
a

là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 ta được K
a
= 49,5 MPa
1/3
- T
1
là momen xoắn trên trục bánh chủ động. Ta có T
1
= 82382 Nmm
- Theo bảng 6.6 ta chọn
4,0=
ba
ψ

( ) ( )
573,1142,6.4,0.53,01.ψ.53,0ψ
1
=+=+=→ u
babd
- Theo bảng 6.7 ta chọn hệ số phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành
răng
02,1
β
=
H
K
( sơ đồ 7)
- Ứng suất cho phép là = 482 MPa
Thay số ta có a

( ) ( )
mm
w
191
4,0.42,6.482
02,1.82382
.142,6.5,49
3
2
1
=+=
Lấy a
w1
= 190 mm
2. Xác định các thông số ăn khớp, mô đun.
- Theo công thức 6.17
m = (0,010,02) a
w
= (0,010,02).190 = 1,9 3,8
Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn m = 2,5
- Xác định số răng.
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Theo công thức 6.19 ta có số răng của bánh nhỏ là
Z
1
=
( ) ( )
48,20
142,65,2

190.2
1.
.2
1
=
+
=
+um
a
w
Lấy Z
1
= 20 răng
Ta có Z
2
= u
1
Z
1
= 6,42.20 = 128,4 Lấy Z
2
= 128 răng
- Tỉ số truyền thực tế U
tt
= = = 6,4
- Số răng tổng Z
t
= Z
1
+ Z

2
= 20 +128 =148 răng
- Khoảng cách trục thực tế.
a
w1
= = = 185 mm
Vậy ta chọn a
w1
= 185 mm
+ Góc ăn khớp
cos
tw
α
=
( )
1
21
.2
cos
w
a
mzz
α
+
=
( )
185.2
20cos.5,2.12820 +
= 0,939
tw

α
⇒
= 20,1
0
3. Kiểm nghiệm răng về độ bềm tiếp xúc.
- Theo công thức 6.33 ta có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
( )
2
1
1
ε

1 2
σ
wttw
ttH
HMH
dub
uKT
ZZZ
+
=
Trong đó
+ Z
M
là hệ số xét đến cơ tính của vật liệu.
Theo bảng 6.5 ta có 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
=
)1,20.2sin(
1.2
= 1,76
+ Z là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Z
( )
3
ε4
α
ε
−
=
với
βcos.

11
.2,388,1ε
21
α














+−=
ZZ

( )
876,0
3
695,14
695,10cos
128
1
20
1

.2,388,1ε
ε
0
α
=
−
=⇒
=












+−=⇒
Z
+ K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
HvHHH
K.K.K
αβ
=
Trong đó

K
β
H
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Tra bảng 6.7 ta có K
β
H
= 1,02
K
α
H
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp.
Ta có K
α
H
= 1 do bộ truyền là răng thẳng
K
HV
là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
K
αβ
ν
HH1
1wwH
HV
K.K.T.2
d.b.
1 +=
với
tt

w
HH
u
a
vg δν
0
=
Vận tốc vòng v được tính theo công thức 6.40
v =
60000
n.d.
11w
π
với
50
14,6
185.2
1
.2
1
=
+
=
+
=
Utt
a
d
w
w

(d
w1
là đường kính vòng lăn bánh nhỏ )
smv /9,1
60000
728.50.14,3
==→
Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánh răng
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có
004,0δ =
H
và
o
g
=73

( )
mmab
wbaw
H
74185.4,0.ψ
98,2
4,6
185
.9,1.73.004,0ν
11
===
==

065,1
1.02,1.82382.2
50.74.98,2
1 =+=→
HV
K
Vậy K
0863,1065,1.1.02,1
==
H

Thay số ta được
( )
( )
Mpa
H
8,446
50.4,6.74
14,6.0863,1.82382.2
.876,0.76,1.274σ
2
=
+
=
- Theo công thức 6.1 và 6.1a ta xác định được chính xác ứng suất tiếp xúc cho
phép
[ ] [ ]
XHRVHH
KZZ σσ =

Vì v = 1,9 m/s < 5 m/s nên Z
V
= 1
Vì bánh răng có 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
( )
95,0μ4010 =⇒→=
Rz
Zm
Đường kính đỉnh răng d
a1
< 700; d
a2
< 700 K
xH
= 1
[ ]
H
σ
= 482.1.0,9.1 = 457,9 MPa
Ta có
H
σ
= 446,8 (MPa) <
[ ]
H
σ
= 457,9 (MPa)
⇒
thỏa mãn

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
- Theo công thức 6.43 ta có
m.d.b
Y.Y.Y.K.T.2
1ww
1FF1
1F
βε
σ =
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Trong đó
+ T
1
là momen xoắn trên trục chủ động T
1
= 82382 Nmm
+ m là mô đun pháp m = 2,5 mm
+ b
w
là chiều rộng vành răng b
w
= 74 mm
+ d
w1
là đường kính vòng lăn bánh chủ động( bánh nhỏ) d
w1
= 50 mm
+ Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Y

α
ε
ε
1
=
với
α
ε
là hệ số trùng khớp ngang
59,0
695,1
1
695,1ε
εα
==⇒= Y
+ Y

là hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Do β = 0 nên Y = 1
+ Y
F1
, Y
F2
là hệ số răng của bánh 1 và bánh 2.
Theo bảng 6.18 ta có Y
F1
= 4,08 và Y
F2
= 3,6
+ K
F

là hệ số tải trọng khi tính về uốn K
FVFFF
K.K.K
αβ
=
Trong đó: K
Fβ
= 1,055( tra bảng 6.7 với
bd
ψ
=1,57)
Theo bảng 6.14 ta chọn K
Fα
= 1( bánh răng thẳng)
K
FV
= 1 +
αβ1
1
2
ν
FF
wwF
KKT
db
với
tt
w
FF
u

a
Vg δν
0
=

Trong đó:
011,0δ =
F
(bảng 6.15) ;
sm /9,1ν =
; g
0
=73

2,8
4,6
185
9,1.73.011,0ν ==⇒
F
→K
FV
=1+
18,1
1.0373,1.82382.2
50.74.2,8
=
K
F
= 1,0373.1.1,18 = 1,224
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Vậy ta có:
( )
Mpa
F
5,52
5,2.50.74
08,4.1.59,0.224,1.82382.2
δ
1
==


( )
Mpa
Y
Y
F
F
FF
3,46
08,4
6,3
5,52δδ
1
2
12
===

- Mặt khác ta có [σ

F1
]

= [σ
F1
] . Y
R.
Y
S.
K
XF
Trong đó:
+ Y
s
là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất.
Y
s
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2,5 = 1,016
+ Y
R
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Ta chọn Y
R
= 1 (bánh răng phay)
+ K
XF
= 1 là hệ số xét đến kích thước bánh răng (d
a
< 400 mm)
Vậy [σ

F1
] = 252.1.1,016.1 = 256,03 MPa
Tương tự [σ
F2
] = 236,5.1.1,016.1 = 240,28 MPa
Vậy = 52,5 MPa < [σ
F1
]
max
= 256,03 MPa
= 46,3 MPa < [σ
F2
]
max
= 240,28 MPa
Như vậy độ bền uốn thỏa mãn.
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
- Ta có K
qt
= = 1,7
- Theo công thức 6.48 ta có
( )
[ ]
( )
MpaMpaK
HqtHH
1260σ03,5977,19,457σσ
max
max
=<===

[ ]
)(464σ34,1027,1.2,60.σσ
max
11max1
MpaK
FqtFF
=<===
[ ]
)(360σ565,927,1.45,54.σσ
max
22max2
MpaK
FqtFF
=<===
6. Các thông số khác của bộ truyền.
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- Đường kính vòng chia.
d
1
=
β
cos
.
1
zm
=
0cos
20.5,2

= 50 (mm)
d
2
=
β
cos
.
2
zm
=
0cos
128.5,2
= 320 (mm)
- Đường kính đỉnh răng.
d
a1
= d
1
+ 2.m.(1 + x
1
-

y
∆
) = 50 + 2. 2,5.(1 + 0 - 0) = 55 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x

2
-

y
∆
) = 320 + 2.2,5.(1 + 0 - 0) = 325 (mm)
- Đường kính đáy răng.
d
f1
= d
1
– (2,5 – 2.x
1
) . m = 50 – (2,5 – 2.0) . 2,5 = 43,75 (mm)
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2.x
2
) . m = 325 – (2,5 – 2.0) . 2,5 = 318,75 (mm)
- Đường kính lăn.
1
21
112
.
.2
d
ZZ
y

dd
w






+
+=
= 50 +
12820
0.2
+
.50 = 50 (mm)
2
21
224
.
.2
d
ZZ
y
dd
w







+
+=
= 320 +
12820
0.2
+
.320 = 320 (mm)
IV. Tính bộ truyền cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng).
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
a
w2
= K
a
. (u
2
+ 1).
[ ]
3
2
2


baH
HB
u
KT
ψσ
Trong đó
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 15

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- K
a
là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
Theo bảng 6.5 ta có K
a
= 43 MPa
1/3
- T

là momen xoắn trên trục bánh chủ động.
T =
2
2
T
=
2
517221
= 258610,5 (Nmm)
- Theo bảng 6.6 ta chọn
3,0=
ba
ψ

( ) ( )
754,0174,3.3,0.53,01.ψ.53,0ψ
2
=+=+=→ u
babd
- Theo bảng 6.7 với = 0,754 và sơ đồ 3 ta chọn K

Hβ
= 1,07
- Ta có
[ ]
( )
Mpa
H
5,495σ =
Thay số ta được a
( ) ( )
mm
w
1,204
3,0.74,3.5,495
07,1.5,258610
.174,3.43
3
2
2
=+=
Lấy a
w2
= 205 mm
2. Xác đinh thông số ăn khớp, mô đun.
- Theo công thức 6.17 ta có
m = (0,010,02)a
w2
= (0,010,02).205 = 2,05 4,1
Theo bảng 6.8 ta chọn mô đun pháp m =2,5
- Chọn sơ bộ góc nghiêng β của răng là β = 35

0
- Theo công thức 6.31 ta có số răng bánh nhỏ là
3,28
)174,3.(5,2
35cos.205.2
)1.(
cos 2
0
2
3
=
+
=
+
=
um
a
Z
w
β
Lấy Z
3
= 28 răng
- Số răng bánh lớn là Z
4
= u
2
.Z
3
= 3,74.28 = 104,72

Lấy Z
4
= 105 răng
Do đó
- Tỉ số truyền thực tế là u
m
= = = 3,75
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- Góc ăn khớp cosβ = = = 0,81 β = 35,9
0
- Tính lại khoảng cách trục a
w2
=
β
cos2
).(
43
zzm +
=
81,0.2
)10528.(5,2 +
=205,2 mm
Lấy a
w2
= 205 mm
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên không cần
phải dịch chỉnh.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Theo công thức 6.33 ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc

H
σ
= Z
M
.Z
H
.Z
ε
) (
)1.( 2
2
2wmw
mH
dub
uKT +
Trong đó
- Z
M
là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu. Theo bảng 6.5 ta có Z
M
= 274 MPa
1/3
- Z
H
là hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc. Theo công thức 6.34 ta có
Z
tw
b
H
2sin

cos.2
α
β
=
(với β
b
là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở)
+ Theo công thức 6.35 ta có
tanβ
b
= cosα
tw
.tanβ = cos(24,2
0
).tan(35,9
0
) = 0,66 => β
b
= 33,4
0
Với
twt
αα
=
= arctan.(
β
α
cos
tan
) = arctan (

9,35cos
20tan
) =
o
2,24
49,1
)2,24.2sin(
)4,33cos(.2
0
0
==⇒
H
Z
- Z
ε
là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Theo công thức 6.37 ta có
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
+ Hệ số trùng khớp dọc:
β
ε
=
m
b
w
.
sin
.
π

β
=
m
a
wba
.
sin

2
π
β
ψ
= 0,3.205.
5,2.14,3
9,35sin
= 4,59
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Z=
α
ε
1
=
4,1
1
= 0,85
Trong đó hệ số trùng khớp ngang
α
ε
=















+−
43
11
.2,388,1
zz
. cos
β
=













+−
105
1
28
1
.2,388,1
.cos35,9
0
=1,4
- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ
d
w2
= = = 86,3 mm
- K
H
là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
HV
Trong đó
+ K
Hβ
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
Theo bảng 6.7 ta chọn K

Hβ
= 1,08
Ta có
+ Theo công thức 6.40 ta có v =
60000
π
22
nd
w
= = 0,51 m/s
Với v = 0,51 m/s theo bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9 cho bộ truyền bánh
răng. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s ta chọn K
Hα
= 1,13
+ Theo bảng 6.15 và 6.16 ta có
73;002,0δ
0
== g
H
+ Theo công thức 6.42 ta có
55,0
74,3
205
.51,0.73.002,0ν ==
H
Ta có
( )
mmab
wbaw
5,61205.3,0.ψ

===
K
HV
= 1+ = 1 + = 1,005
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Vậy K
H
= 1,08.1,13.1,005 = 1,226

( )
( )
Mpa
H
5,459
3,86.75,3.5,61
175,3.226,1.5,258610.2
.85,0.49,1.274σ
2
=
+
=
- Theo công thức 6.1 và 6.1a ta xác định được chính xác ứng suất tiếp xúc cho
phép
[ ]
H
σ
=
[ ]
H

σ
.Z
v
.Z
R
.K
xH
+ Vì v = 0,51 m/s < 5 m/s nên ta chọn Z
V
= 1
+ Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8,
khi đó cần gia công đạt độ nhám
m
µ
25,1 2,5 R
a
÷=
do đó Z
R
= 0,95
+ Đường kính đỉnh răng d
a1
< 700 và d
a2
< 700 K
XH
= 1
Do đó
[ ]
( )

Mpa
H
725,4701.95,0.1.5,495σ
==
Như vậy
H
σ
= 459,5 (MPa) <
[ ]
H
σ
= 470,725 (MPa)
⇒
Thỏa mãn
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Theo công thức 6.43 ta có
3F
σ
=
mdb
YYYKT
ww
FF

2
2
3
βε
Trong đó
- T là momen xoắn trên trục bánh chủ động

T = = = 258610,5 Nmm
- m là mô đun pháp m = 2,5 mm
- bw là chiều rộng vành răng bw = 61,5 mm
- dw2 là đường kính vòng lăn bánh bánh chủ động dw2 = 86,3 mm
- Hệ số tải trọng khi tính về uốn
FVFFF
KKKK
αβ
=
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
+ Theo bảng 6.7 ta chọn
β
F
K
= 1,24
+ Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9 ta chọn
α
F
K
= 1,37
+ K
FV
= 1 +
αβ
ν
FF
wwF
KKT
db

2

2
với
F
ν
=
m
w
oF
u
a
vg
2

δ
⇒
F
ν
= 0,006.73.0,51.
74,3
205
= 1,65
K
FV
= 1 +
37,1.24,1.5,258610.2
3,86.5,61.65,1
= 1,01
⇒

K
F
= 1,24 .1,37. 1,01 = 1,72
- Hệ số trùng khớp răng
ε
Y
=
α
ε
1
=
4,1
1
= 0,7
- Hệ số trùng nghiêng của răng
β
Y
= 1 -
140
β
= 1 -
140
9,35
= 0,74
- Y
F3
, Y
F4
là hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4
+ Số răng tương đương. Theo công thức 6.18 ta có

z
v3
=
β
3
3
cos
Z
=
9,35cos
28
3
= 52,67 53
z
v4
=
β
3
4
cos
Z
=
9,35cos
105
3
= 197,5 198
Theo bảng (6.18) ta được Y
F3
= 3,641 , Y
F4

= 3,6
- Với m = 2,5 ta có Y
s
là hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu với tập trung
ứng suất Y
s
= 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
- Y
R
là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
Chọn Y
R
= 1 (bánh răng phay), K
xF
= 1 (d
a
<400 mm)
Do đó ta có

[ ] [ ]
xFsRFF
KYY
33
σσ
=
= 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)
[ ] [ ]
xFsRFF

KYY
44
σσ
=
= 236,5.1,016.1.1 = 240,3 (MPa)
Ta có
3F
σ
=
5,2.3,86.5,61
641,3.74,0.7,0.72,1.5,258610.2
= 126,5 (MPa) <
[ ]
1F
σ
= 256 (MPa)

3
4
34
.
F
F
FF
Y
Y
σσ
=
= 126,5.
641,3

6,3
= 125 (MPa) <
[ ]
2F
σ
= 240,3 (MPa)
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
maxH
σ
=
qtH
K.
σ
với
qt
K
=
T
T
max
=
1
1
.7,1
T
T
= 1,7
( )
[ ]
( )

MpaMpa
HH
1260σ75,6137,1725,470σ
max
max
=<==
max3F
σ
=
qtF
K.
3
σ
= 125,1 . 1,7 = 212,67 (MPa) <
[ ]
max3F
σ
= 464 (MPa)
max4F
σ
=
qtF
K.
4
σ
= 123,38.1,7 = 209,75 (MPa) <
[ ]
max4F
σ
= 360 (MPa)

6.Các thông số khác của bộ truyền.
- Đường kính vòng chia.
d
3
=
β
cos
.
3
zm
=
9,35cos
28.5,2
= 86,4 (mm)
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
d
4
=
β
cos
.
4
zm
=
9,35cos
105.5,2
= 324 (mm)
- Đường kính đỉnh răng.
d

a3
= d
3
+ 2.m = 86,4 + 2.2,5 = 91,4 (mm)
d
a4
= d
4
+ 2.m = 324 + 2.2,5 = 329 (mm)
- Đường kính đáy răng.
d
f3
= d
3
– 2,5.m = 86,4 – 2,5.2,5 = 80,15 (mm)
d
f4
= d
4
– 2,5.m = 324 – 2,5.2,5 = 317,75 (mm)
- Đường kính lăn.
3
43
323
.
.2
d
ZZ
y
dd

w






+
+=
= 86,4 +
8728
0.2
+
.86,4 = 86,4 (mm)
4
43
436
.
.2
d
ZZ
y
dd
w







+
+=
= 324 +
8728
0.2
+
.324 = 324 (mm)
Từ các kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
Thông số
Bộ truyền bánh răng
trụ răng thẳng
Bộ truyền bánh răng
trụ răng nghiêng
Khoảng cách trục
w
a
,mm
185 205
Môđun m, mm 2,5 2,5
Chiều rộng vành răng b
w
, mm 74 61,5
Góc nghiêng của răng
β
0 35,9
0
Số răng Z Z
1

= 20 Z
2
= 128 Z
3
= 28 Z
4
= 105
Hệ số dịch chỉnh x;mm 0 0 0 0
Đường kính vòng chia d,mm d
1
= 50 d
2
= 320 d
3
=86,4 d
4
=324
Đường kính đỉnh răng d
a
,mm d
a1
= 55 d
a2
=325 d
a3
=91,4 d
a4
=329
Đường kính đáy răng d
f

,mm d
f1
=43,75 d
f2
=318,75 d
f3
=80,15 d
f1
=317,75
D. THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
I. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có:
- Độ cứng HB = 200
- Giới hạn bền
b
σ
= 600 MPa
- Giới hạn chảy
ch
σ
= 340 MPa
- Ứng suất xoắn cho phép
[ ]
τ
= 15 30 MPa
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
II. Xác định sơ bộ đường kính trục.
Đường kính trục được xác định theo công thức: d
k

[ ]
3
.2,0
τ
k
T
- Đường kính trục 1
Chọn
[ ]
τ
= 15 Mpa; T
1
= 82382 Nmm
Ta có d
1
=
[ ]
3
1
.2,0
τ
T
=
3
15.2,0
82382
= 30,1 mm
Chọn d
1

= 30 mm
- Đường kính trục 2
Chọn
[ ]
τ
= 20 Mpa; T
2
= 517221 Nmm
Ta có d
2
=
[ ]
3
2
.2,0
τ
T
=
3
20.2,0
517221
= 50,56 mm
Chọn d
2
= 50 mm
- Đường kính trục 3
Chọn
[ ]
τ
= 25 Mpa; T

3
= 1727682
Ta có d
3
=
[ ]
3
3
.2,0
τ
T
=
3
25.2,0
1727682
= 70,17 (mm)
Chọn d
3
= 70 (mm)
- Theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn là b
o1
= 19 (mm); b
o2
= 27 (mm);
b
o3
= 35 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục 1 nên không cần quan tâm đến đường kính
trục động cơ điện.
III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: Hoàng Xuân Khoa
1. 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
= 40 mm; l
m12
= 45 mm
- l
m2
= (1,2 1,5).d
2
= (1,2 1,5).50 = 60 75 mm
Chọn l
m23
= 60 mm; l
m24
= 75 mm; l
m25
= 70 mm
- l
m3
= (1,2 1,5).d
3
= (1,2 1,5).70 = 84 105 mm

Chọn l
m36
= 85 mm; l
m37
= 90 mm; l
m38
= 100 mm

2. 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
= 15
- Trục 1
l
13
= l
23

= 139 mm
l
11
= l
21
= 278 mm
l
12
= 0,5.( l
m11
+ b
o1
) + k
3
+ h
n
= 0,5.(40 + 19) + 10+ 15 = 54,5 mm
- Trục 2
l
22
= 0,5.( l
m23
+ b
o2
) + k
1
+ k
2
= 0,5.(60 +27) + 10 + 8 = 61,5 mm
l

23
= l
22
+ 0,5.( l
m23
+ l
m24
) + k
1
= 61,5 + 0,5.(60 + 75) + 10 = 139 mm
l
24
= 2.l
23
- l
22
= 2.139 – 61,5 = 216,5 mm
l
21
= 2.l
23
= 2.139 = 278 mm
Trịnh Đình Dương Lớp CK5_K5 Trang 25