đò án chi tiết máy côn trụ 2 cấp chậm

Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
MỤC LỤC
Lời nói đầu 2
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện 4
1.2 Phân phối tỷ số truyền 5
PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 6
2.2 Thiết kế bánh răng 10
2.3 Thiết kế trục 25
2.4 Tính toán chọn ổ 39
2.5 Thiết kế vỏ hộp 45
2.6 Các chi tiết phụ 47
2.7 Bảng dung sai lắp ghép 49
Tài liệu tham khảo 52

SVTH: Đặng Ngọc Thoại
1
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
LỜI NÓI ĐẦU
Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở
khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất đònh trong cuộc sống cũng như trong
sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm
tốc là một bộ phận không thể thiếu.
Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại các kiến thức
đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và
giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp
giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như
chức năng của các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong
quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽhình
chiếu với công cụ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Thạnh và các bạn trong
khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi,
em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện
hơn.
Sinh viên thực hiẹân.
Đặng Ngọc Thoại
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
2
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
PHẦN 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ
TRUYỀN
1.1. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền:
Công suất của động cơ được xác định tùy thuộc vào chế độ làm việc của
động cơ và tính chất tải trọng .
• Do tải trọng không đổi nên công suất tính toán làcông suất làm việc trên
trục máy công tác :
P
t
= P
lv
=2,5 kW
• Hiệu suất truyền động :
η = η
KN
. η
ol
. η
brc
. η

brt
. η
x

= 0,99 . 0.99
4
. 0,96. 0,97 . 0,93
= 0,824
Với η
KN
- hiệu suất khớp nối
η
ol
- hiếu suất một cặp ổ lăn
η
brc
- hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
η
brt
- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
η
x
- hiệu suất bộ truyền xích
Trị số của các hiệu suất trên tra theo bảng 2.3 [1].
• Công suất cần thiết trên trục động cơ:
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
3
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
P
ct

=
η
t
P
=
824,0
5.2
= 3.034 kW
• Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : n
đb
= 1500 v/ph
Theo bảng P1.2 .[1] với P
ct
= 3.034 kW và n
đb
= 1500 v/ph dùng động cơ
DK.51 – 4 với P
đc
= 4.5 kW ; n
đc
= 1400 v/ph
1.2. Phân phối tỉ số truyền :
 Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động :
u = u
1
. u
2
. u
x
= u

h
. u
x
=
lv
đc
n
n
=
44
1440
= 32,73
Trong đó : u
1
- tỉ số truyền bộ truyền bộ truyền bánh răng côn ;
u
2
- tỉ số truyền bộ truyền bánh răng trụ ;
u
x
- tỉ số truyền bộ truyền bộ truyền xích ;
Tỉ số truyền của hộp giảm tốc thường được chọn theo tiêu chuẩn.
 Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc là u
h
= u
1
.u
2
= 14
Kích thước và khối lượng hộp giảm tốc côn - trụ sẽ đạt giátrị nhỏ nhất

nếu với các trị số hợp lí của các thông số là hệ số chiều rộng răng ψ
bd
=
b/d
w1
và hệ số chiều rộng vành răng K
be
= b/R
e
= 0,25 … 0,3 ,thì tải trọng tác
dụng trên hai cấp bánh răng tương ứng đối với độ bền tiếp xúc cho phép
của các mặt răng làm việc.
 Chọn ψ
bd2
= 1,1 ; K
be
= 0,3 ; [K
01
] ≈ [K
02
] ;
Để nhận được kích thước nhỏ nhất trong mặt phẳng thẳng góc với các
đường tâm trục chọn c
K
= 1,1 (chọn c
K
= 1 ÷1,4)
Ta tính được giá trị λ
K
:

SVTH: Đặng Ngọc Thoại
4
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
[ ]
[ ]
8,11
3,0)3,01(
1,1.25,2
.)1(
25,2
01
022
=
−
=
−
=
KKK
K
bebe
bd
K
ψ
λ
Suy ra
8,151,1.8,11.
33
==
KK
c

λ
 Theo hình 3.21[1] , chọn được u
1
= 4,05
Với u
1
– tí số truyền của cặp bánh răng côn cấp nhanh
Suy ra tỉ số truyền của cặp bánh răng trụ cấp chậm là :

46,3
05,4
14
1
2
===
u
u
u
h
 Tỉ số truyền của bộ truyền xích (bộ truyền ngoài) :

34,2
14
73,32
===
h
ch
x
u
u

u
 Xác định công suất,số vòng quay, mômen trên các trục :
• Công suất :
P
I
= P
ct
. η
KN
. η
ol
= 3,034.0,99.0,99 = 2,97 KW
P
II
= P
I
. η
brc
. η
ol
= 2.97 .0,96.0,99 = 2,83 KW
P
III
= P
II
. η
brt
. η
ol
= 2,83 .0,97.0,99 = 2,71 KW

P
lv
= 2,5 KW
• Số vòng quay :
n
1
= n
đc
= 1440 v/ph
365
05,4
1440
1
1
2
===
u
n
n
v/ph
103
46,3
365
2
2
3
===
u
n
n

v/ph
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
5
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
n
lv

= 44 v/ph
• Mômen xoắn :
T
đc
=
Nmm
n
P
dc
dc
20121
1440
034,3
10.55,910.55,9
66
==
T
I
=
Nmm
n
P
I

19697
1440
97,2
10.55,910.55,9
6
1
6
==
T
II
=
Nmm
n
P
II
75917
356
83,2
10.55,910.55,9
6
2
6
==
T
III
=
Nmm
n
P
III

251267
103
71,2
10.55,910.55,9
6
3
6
==
T
IV
=
Nmm
n
P
lv
lv
542614
44
5,2
10.55,910.55,9
66
==
 Bảng đặc tính kỹ thuật của bộ truyền :
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
Thông số Trục
Động cơ I II III IV
Công suất P,KW 3,034 2,97 2,83 2,71 2,50
Tỉ số truyền u 1 4,05 3,46 2,34
Số vòng quay n,v/ph 1440 1440 356 103 44
Mômen xoắn

T,Nmm
20121 19697 75917 251267 542614
6
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
2.1.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Các s ố li ệ u :
Công suất dẫn P = 2, 71 KW
Số vòng quay trục dẫn : n =103 vg/phút
Tỷ số truyền bộ truyền xích : u
x
= 2,34
Điều kiện làm việc : quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ
Tính toán thi ế t k ế :
1. Chọn loại xích : xích ống con lăn .
2. Tính số răng các đóa xích :
Ứùng với tỷ số truyền u
x
= 2,34 chọn sơ bộ số răng đóa xich nhỏ:
Z
1
=29 – 2u = 25,32
Chọn Z
1
= 25
⇒ Z
2
=u.Z
1
= 2,34. 25 =58,5

Chọn số răng đóa lớn Z
2
= 59
Suy ra ti số truyền bộ truyền xích : u
x
= 59/25 =2,36
3. Xác đònh các hệ số điều kiện sử dụng xích:
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
7
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
• K = K
r
. K
a
. K
o
. K
dc
. K
b
. K
lv

Trong đó:
K
r
=1,3 -hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ.
K
a
=1 - hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục với a =(30 ÷50 ) p

c
K
0
=1 - hệ số ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền, ứng với bộ truyền
nằm ngang
K
dc
=1 - hệ số ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích.
(trục điều chỉnh được).
K
b
=1,5 - là hệ số xet đến điều kiện bôi trơn, (bôi trơn đònh kỳ)
K
lv
=1,25 -số làm việc ứng với làm việc 2 ca.
⇒ K = K
r
. K
a
. K
o
. K
dc
. K
b
. K
lv

= 1,3 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25
= 2,4375

• Các hệ số :
-Hệ số vòng quay
01
1
200
1,94
103
n
n
K
n
= = =
Với n
01
=200 tra từ bảng 5.4 tài liệu [2].
-Hệ số răng đóa xích :
1
25 25
1
25
z
K
Z
= = =
-Hệ số xét đến số dãy xích, với xích một dãy: K
x
= 1
4. Ta có công suất tính toán:
. . .
2,4375.1.1,94.2,71

12,815
1
z n
t
x
K K K P
P
K
= = =
KW
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
8
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Theo bảng 5.4 tài liệu [2] ta chọn bứơc xích p
c
=31,75 mm. Thỏa
mãn điều kiện bền mòn : P
t
< [p] = 19,3 KW
5. Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích p
c
= 31,75 mm tra từ
bảng 5.2 [2] ta có n
th
= 630 vg/ph > n
bộ truyền
=103 (vg/phút).
Do đó diều kiện n < n
th
được thỏa.

6. Vận tốc trung bình của xích :
103.25.31,75
1,363
60000 60000 60000
c
nzp
dn
v
π
= = = =
m/s
Lực vòng có ích :
1000. 1000.2,71
1988
1,363
t
P
F
v
= = =
N
7. Tính toán và kiểm mghiệm bước xích :
3
3
1 1 0
. 2,71.2,4375
600. 600. 26.73
. [ ]. 25.103.29.1
c
x

P K
p
Z n P K
≥ = =
mm
Với [P
o
] = 29 Mpa – p suất cho phép, tra từ bảng 5.3 tài liệu
[2]
Vậy bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên.
8. Tính toán các thông số của bộ truyền xích :
• Chọn khoảng cách trục sơ bộ a =(30÷50)p
c
= 40.31,75 = 1270 mm
• Số mắt xích :
2
1 2 2 1
)2
.
2 2
c
c
p
Z Z Z Za
X
p a
π
+ −
 
= + +

 ÷
 


( )
2
25 59
2.1270 59 25 31,75
122,7
31,75 2 2 1720
π
+
−
 
= + + =
 ÷
 
Ta chọn X = 124 mắt xích .
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
9
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Chiều dài xích: L = p
c
.X =31,75.124 = 3937 mm.
• Tính tính chính xác khoảng cách trục chính xác :
2 2
1 2 2 1
1 2
0,25. 8
2 2 2

c
Z Z Z ZZ Z
a p X X
π
 
+ −+
   
 
= − + − −
 ÷  ÷
 
   
 
= 0,25.31,75
2 2
25 59 25 59 59 25
124 124 8
2 2 2
π
 
+ + −
   
 
− + − −
 ÷  ÷
 
   
 
= 1290 mm
Để bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường,để xích không

chòu lực căng quá lớn, ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn
bằng
a∆ =
(0,002÷0,004)a = 0,003.1290 = 4 mm
Do đó khoảng cách trục là a = 1286 mm
9. Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong 1 giây:
1 1
. 25.103
1,4 [ ] 16
15 15.124
Z n
i i
X
= = = < =
Với [i] = 16 –số lần va đập cho phép của xích trong một giây, bảng
5.6 tài liệu[2]
10. Tính kiểm tra xích theo hệ số an toàn :

FoFvF
Q
s
++
=
1
Trong đó:
• Q =88,5 KN - tải trọng phá hủy,tra bảng 5.2 tài liệu[1]
• Lực trên nhánh căng :
F
1
≈

F
t
= 1988 N
• Lực căng do lực ly tâm :
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
10
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
F
v
=q
m
.v
2
= 7.06 N
( q
m
=3,8 kg/m – khối lượng một mét xích, tra bảng 5.2 tài liệu
[1])
• Lực căng ban đầu của xích :
Fo=K
f
.a .q
m
.g = 6 .1,286 .3,8 .9,81 = 287,6 N
Với K
f
- hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích, khi xích nằm ngang:
K
f
= 6

88500
22,12 [ ] 8,5
1988 7,06 287,6
s s⇒ = = > =
+ +
Với [s] hệ số an toàn cho phép [s] = (7,8 ÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [2].
11. Đường kính đóa xích :
• Bánh dẫn:
1
1
1
.
31,75.25
253,3
sin
sin
25
c
p Z
d mm
Z
π
π
= = =
   
 ÷
 ÷
 
 

1
1
0,5 cot 267,2
a c
d p g mm
Z
π
 
 
= + =
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
1 1
2
0,5025 0,05 0,0525.19,5 0,05 9,62
f
l
d d r
r d
= −
= + = + =
d
l
=19,05-bảng 5.2[1]
• Bánh bò dẫn:
2
2

2
2
2
.
596,5
sin
611,6
576,3
c
a
f
p Z
d mm
Z
d mm
d mm
π
= =
 
 ÷
 
=
=
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
11
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
12.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đóa xích :
Ứng suất tiép xúc trên mặt răng đóa xích phải thỏa điều kiện:
( )
[ ]

0,47
r t d vd
H H
d
k Fk F E
Ak
σ σ
+
= ≤
Z
1
= 25 suy ra k
r
= 0,42
E = 2,1.10
5
MPa
A = 262 mm
2
- bảng 5.12[1]
K
d
= 1 (xích 1 dãy)
K
đ
= 1,2 – Bảng 5.6 [1]
Lực va đạp trên tải moat xích (m = 1):
F
vđ
= 13.10

-7
.n.p
3
m=13.10
-7
.103.31,75
2
.1 = 4,285 N
Suy ra :
( )
5
0,42 1988.1,2 4,285 2,1.10
0,47 421,57
262.1
H
σ
+
= =
MPa
Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB210 với [
σ
H
] = 600 MPa
Tương tự
[ ]
2
H H
σ σ
<
chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện.

2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.2.1. Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính :
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế, chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau : (theo bảng 6.1)
- Bánh nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285
σ
b
= 850 MPa ; σ
ch1
= 580 Mpa
- Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 … 240
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
12
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
σ
b
= 750 MPa ; σ
ch2
= 450 Mpa
2.1.2.Xác đònh ứng suất tuếp xúc cho phép :
a. Theo bảng 6.2 [1], thép 45 tôi cải thiện HB 180 … 350 ta tra được :
0
limH
σ
= 2HB + 70 ;
0
limF
σ
= 1,8HB ; s
F

= 1,75 ; s
H
= 1,1
Chọn độ cứng bánh nhỏ là HB
1
= 250 ;độ cứng bánh lớn là HB
2
= 230

0
1limH
σ
= 2.HB
1
+ 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa

0
2limH
σ
= 2.HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa

0
1limF
σ
= 1,8.HB
1
= 1,8.250 = 450 Mpa
0

2limF
σ
= 1,8 .HB
2
= 1,8.230 = 414 Mpa
b. Số chu kỳ làm việc cơ sở : N
HO
=30.HB
2,4

Ta có : N
HO1
= 30.250
2,4
= 1,7.10
7
chu kỳ
N
NO2
= 30.230
2,4
= 1,39.10
7
chu kỳ
N
F0
= N
F01
= N
F02

= 5.10
6
chu kỳ
c. Hệ số tuổi thọ :

H
m
HE
HO
HL
N
N
K
=
;
F
m
FE
FO
FL
N
N
K
=
Tính số chu kỳ làm việc tương đương :
Do bộ truyền chòu tải trọng tónh nên : N
HE
= N
FE
= 60.c.n.L

h
Với c – số lần ăn khớp của răng trên mỗi vòng quay,c = 1
L
h
– thời gian làm việc tính bằêng giờ
L
h
= 6.300.16 = 28800 ,giờ
Suy ra : N
HE1
= N
FE1
= 60.1.1440.28800 = 2,49.10
9
chu kỳ
N
HE1
= N
FE1
= 60.1.356.28800 = 0,615.10
9
chu kỳ
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
13
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Vì N
HE1
>N
HO1
; N

HE2
>N
HO2
và N
FE1
>N
FO1
; N
FE2
>N
FO2
Nên K
HL1
= K
HL2
= K
FL1
= K
FL2
= 1
d. Ứng suất tiếp xúc cho phép :
[ ]
H
HLXHVRH
H
s
KKZZ
0
lim
σ

σ
=
Chọn sơ bộ Z
R
.Z
V
.K
XH
= 1 ta có :
[ ]
H
HLH
H
S
K
0
lim
σ
σ
=
Suy ra :
[ ]
2,518
1,1
1.570
1
0
1lim
1
===

H
HLH
H
S
K
σ
σ
MPa

[ ]
8,481
1,1
1.530
2
0
2lim
2
===
H
HLH
H
S
K
σ
σ
MPa
Vậy ứng suât cho phép dùng để tính toán bánh răng côn răng thẳng là :
[σ
H
] = [σ

H
]
2
= 481,8 MPa
e.Ứng suất uốn cho phép:
[ ]
0
lim
.
FC FL
F F
F
K K
s
σ σ
=
+ K
FC
= 1
+ K
FL
= 1
Suy ra
[ ]
1
1.1
450 257.14
1.75
F
σ

= =
MPa
[ ]
2
1.1
414 236,6
1.75
F
σ
= =
MPa
e. Ứng suất quá tải cho phép :
[σ
H
]
max
= 2,8[σ
H
] = 2,8.450 = 1260 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8.σ
ch1
= 0,8.580 = 464 MPa
[σ
F2
]
max

= 0,8.σ
ch2
= 0,8.450 = 360 MPa
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
14
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
2.1.3. Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
a. Xác đònh chiều dài côn ngoài :

3
2
1
2
1
].[.)1(
.
.1.
Hbebe
H
Re
uKK
KT
nKR
σ
β
−
+=
• Với bộ truyền bánh răng thẳng bằng thép :
K
R

= 0,5.K
d
= 0,5.100 = 50 MPa
1/3
• K
be
= 0,3 ( đã chọn ở mục trước ), T
1
= 19697 Nmm
Suy ra
715,0
3,02
05,4.3,0
)2(
.
=
−
=
−
be
be
K
uK
• Theo bảng 6.18[2], ta tra được :
K
H
β
= 1.575
Suy ra :
2

3
2
19697.1,575
50. 4,05 1. 115,5
(1 0,3).0,3.4,05.481,8
e
R = + =
−
mm
b. Xác đònh các thông số ăn khớp :
• Số răng bánh nhỏ :
1
2 2
1
2.
2.115,5
55,4
1 1 4,05
e
e
R
d
u
= = =
+ +
mm
Tra bảng 6.22[1] tra được : z
1p
= 16 ,
Với HB < 350 ta có số răng côn nhỏ z

1
= 1,6z
1p
= 1,6.16 = 25,6
Chọn Z
1
= 25 răng
• Đường kính trung bình :
( )
1 1
1 0,5 (1 0,5.0,3)55,4 47,1
m be e
d K d= − = − =
mm
• Mun vòng trung bình:
1
1
47,1
1,884
25
m
tm
d
m
z
= = =
mm
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
15
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh

• Module vòng chia ngoài:

1,884
2,22
1 0,5 1 0,5.0,3
tm
te
be
m
m
K
= = =
− −
mm
Chọn theo tiêu chuẩn:
te
m =
2,5 mm ( bảng 6.8[1] )
• Xác đònh lại module trung bình:
( )
. 1 0,5. 2,125
tm te be
m m K= − =
mm
Suy ra
1
1
47,1
22,2
2,125

m
tm
d
Z
m
= = =
chọn Z
1
= 22 răng
• Số răng bánh lớn :
Z
2
= u
1
. Z
1
= 4,05.22 = 89,1 chọn Z
2
= 89 răng
• Tỉ số truyền thực :
2
1
89
4,045
22
m
Z
u
Z
= = =

• Góc côn chia:
δ
1
= arctg(
2
1
z
z
) = 13
0
53’5”

δ
2
= 90
0
-
1
δ
= 76
0
6’11”
• Theo bảng 6.20[1], ta chọn hệ số dòch chỉnh : x
1
= 0,39 , x
2
= -0,39
• Đường kính trung bình bánh nhỏ: d
m1
= m

tm
z
1
= 2,125.22 = 46,75 mm
• Chiều dài côn ngoài : R
e
= 0,5m
te
2 2
1 2
z z+

= 114,6 mm
• Chiều rộng vành răng: b= K
be
.R
e
= 0.3.114.6 = 34,4 mm
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
2
1
2
1
2 1
0,85
H m
H M H
m m
T K u
Z Z Z

bd u
ε
σ
+
=
• Theo bảng 6.5[1] : Z
M
=274MPa
1/3
– hệ số xét đến cơ tính vật liệu bánh
răng ;
• Bảng 6.12[1] : Z
H
= 1,76 – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ;
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
16
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
• Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
4
3
Z
α
ε
ε
−
=
Hệ số trùng khớp ngang :
)
zz
(,,

21
11
23881 +−=ε
α
cosβ = 1,7
Suy ra
ε
Z
=
4
3
α
ε
−
= 0,876
• Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
K
H
= K
H
β
K
H
α
K
Hv
+ K
H
β

= 1,575- hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng vành răng;
+ K
H
α

= 1 (bánh răng côn răng thẳng ) - hệ số kể đến sự phân bố không đều
của tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp;
+ Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: v=
60000
11
nd
m
π
= 3,523 m/s
Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác là 8
+ Bảng 6.17[2], K
Hv
= 1,09
Suy ra K
H
= 1,575.1. 1.09 = 1,72
Vậy σ
H
= 274.1,76.0,876
2
2
2.19697.1,72 4,05 1
0,85.34,38.46,75 .4,045
+
= 439,9 MPa

• Ứùng suất tiếp xúc cho phép :
[σ
H
] = [σ
H
] .Z
v
.Z
R
.K
xH
+ v< 5m/s suy ra Z
v
= 1
+ R
a
= 1,5 ÷ 1,25μm suy ra Z
R
= 0,95
+ d
a
< 700mm suy ra K
xH
= 1
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
17
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Do đó : [σ
H
] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7 MPa

Vậy σ
H
< [σ
H
] : đảm bảo độ e tiếp xúc
d.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σ
F1
=
1
11
850
2
mm
FF
dbm,
YYYKT
βε
σ
F2
=σ
F1
1
2
F
F
Y
Y
• Hệ số tải trọng khi tính về uốn :
K

F
=K
F
β
K
F
α
K
Fv
+ K
F
β
= 1.317 ( Bảng 6.21[1] )
+ K
F
α
= 1 –bánh răng thẳng
+ K
Fv
= 1,09 (bảng 6.17[2] )
Suy ra K
F
= 1,317.1.1,09 = 1,436
• Y
β

-hệ số kể đến độ nghiêng của răng,với răng thẳng Y
β

= 1

• Y
ε
=
1 1
0.581
1.7203
α
ε
= =
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
• Để tránh cắt chân răng, số răng bánh răng trụ răng thẳng tương đương
bánh răng côn : z
vn
≥ z
min
= 17
+ z
vn1
=
1
1
δcos
z
= 25,75
+ z
vn2
=
2
2
δcos

z
= 420,35
•
Hệ số dạng răng:
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
18
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
+ Bánh dẫn:
1
1
13,2
3, 47 3,998
F
vn
Y
Z
= + =
+ Bánh bò dẫn:
2
2
13,2
3,47 3,9
F
vn
Y
Z
= + =
Suy ra σ
F1
=

2.19697.1,436.0,581.1.3,998
24
0,85.34,48.4,045.46,75
=
MPa
σ
F2
= σ
F1
2
1
3,9
24 23,4
3,998
F
F
Y
Y
= =

MPa
•
[ ] [ ]
. . .
F F R S xF
Y Y K
σ σ
=
+ Y
R

= 1
+ Y
S
= 1,08 – 0,0695lnm = 1,016
+K
xF
= 1 ( d
a
< 400 mm )
Suy ra [σ
F
]
1
= 261,25 MPa
[σ
F
]
2
= 250,32 MPa
Vậy σ
F
< [σ
F
]
⇒ thoả điều kiện bền uốn.
e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:
K
qt
= 1.4
σ

Hmax
= σ
H
qt
K

433.6.
1.4
= 513,04 MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa
σ
F1max
= σ
F1max
. K
qt
= 74,07 Mpa < [σ
H
]
max
σ
F2max
= σ
F2max
. K
qt
= 66.42 MPa < [σ

H
]
max
Đảm bảo điều kiện quá tải .
f. Bảng tóm tắt các thông số bánh răng côn:
Chiều dài côn ngoài R
e
=114,5 mm
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
19
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Mođun vòng ngoài m
te
= 2,5 mm
Chiều rộng vành răng b
1
= 35 mm ; b
2
= 32 mm
Tỉ số truyền u
m
= 4,045
Số răng bánh răng z
1
= 22, z
2
= 89
Hệ số dịch chỉnh chiều cao x
1
= 0,39,

x
2
= - 0,39 mm
Đường kính chia ngoài d
e1
=55 mm, d
e2
=222,5 mm
Đường kính trung bình d
m1
=

46,75;

d
m2
=189,12mm
Góc côn chia δ
1
=13
0
53’5”,
δ
2
= 76
0
6’55”
Chiều cao răng ngoài h
e

=5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài h
ae1
=3,475 mm ; h
ae2
= 1,525 mm
Chiều cao chân răng ngoài h
fe1
=2,025 mm ; h
fe2
=3,975 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài d
ae1
=56,67 mm, d
ae2
= 223,23 mm
2.1.4.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
a. Tính sơ bộ khoảng cách trục :
Khoảng cách trục:
( )
2
3
2
2
1
[ ]
H
w a
H ba
T K

a K u
u
β
σ ψ
= +
+Bảng 6.5,K
a
= 49,5 MPa
1/3
– hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng
+Bảng 6.6,ψ
ba
=0,315 (theo tiêu chuẩn)
Suy ra ψ
bd
= 0,53ψ
ba
(u+1) = 0,703
+Bảng 6.7[1], sơ đồ 5 ,K
H
β
= 1,04
+ Tỉ số truyền
2
14
3,461
4,045
m
u
u

u
= = =
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
20
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Suy ra
( )
3
2
75917.1,04
49,5. 3,461 1 149,8
418,8 .3,465.0,315
w
a = + =
mm
Chọn a
w
= 160 mm (theo tiêu chuẩn)
b.Xác định các thông số ăn khớp :
•
Môđun : m

= (0,01 ÷ 0,02)a
w
= 1,6 ÷ 3,2
Theo tiêu chuẩn chọn m = 2,5
•
Tổng số răng :
1 2
2

2.160
128
2,5
w
a
z z
m
+ = = =
răng
Số bánh răng dẫn :
1 2
1
125
28
1 1 3,54
z z
z
u
+
= = =
+ +
,67 răng
Chọn z
1
= 28 răng
Suy ra số răng bánh bò dẫn : z
2
= 128 – 28 = 100 răng
•
Tỉ số truyền thực : u

2
=
100
28
= 3,57
c. Các thông số chủ yếu của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
•
Đường kính vòng chia:
d
1
= m z
1
= 2,5.28 = 70 mm
d
2
= m z
2
= 2,5.100 = 388 mm
•
Đường kính vòng đỉnh:
1 1
2. 75
a
d d m
= + =
mm
2 2
2. 255
a
d d m

= + =
mm
•
Khoảng cách trục:
a
w
= 160 mm
•
Chiều rộng vành răng:
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
21
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
+ Bánh bò dẫn:
2
. 0,315.160 50,5
ba
b a
ψ
= = =
mm.
+ Bánh dẫn:
1 2
5 50,4 5 55,5b b
= + = + =
mm
• Xác đònh giá trò các lực :
+ Lực vòng :
2
1 2
1

2 2.75917
2169
70
tT tT
T
F N F
d
= = = =
+ Lực hướng tâm: F
rT1
= F
tT1
.tgα = 789,5 N = F
rT2
Với α = 20
0
– góc ăn khớp ;
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Công thức kiểm nghiệm:
σ
H
= Z
M
Z
H
Z
ε
( )
2
2

1
2 1
H
w w
T K u
b ud
+
≤ [σ
H
]
Trong đó :
+ Bảng 6.5[1] : Z
M
= 274MPa
1/3
- Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của
các bánh răng ăn khớp ;
+ Bảng 6.12[1] :
H
Z
= 1,76 -Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp
xúc ;
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Z
ε
=
4
3
α
ε
−

= 0,869
Với hệ số trùng khớp ngang
)
zz
(,,
21
11
23881 +−=ε
α
cosβ = 1,734
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K
H
= K
H
β
K
H
α
K
Hv
Trong đó :
1
H
K
α
=
(bánh răng thẳng )
K
H

β
= 1,04
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
22
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Vận tốc vòng bánh răng:
1 1
. . .70.356
1,3( / )
60000 60000
d n
v m s
π π
= = =
Theo bảng 6.13 [1] chọn cấp chính xác là 9.
K
Hv
= 1,085 (bảng 6.5[2])
Vậy K
H
= 1,04.1.1,085 = 1,1284
+ Chiều rộng vành răng b
w
= 50,5mm
+ Đường kính vòng lăn d
w
= 70 mm
Suy ra σ
H
= 274.1,76.0,869

( )
2
2.75917.1,1284. 3,57 1
50,5.3,57.70
+
=
394,5 MPa
σ
H
< [σ
H
]

= 457,7 MPa : đảm bảo độ bền tiếp xúc.
e. Kiểm nghiệm theo độ bền uốn:
Công thức kiểm nghiệm: σ
F1
=
1 1
1
2
F F
w w
T K Y Y Y
b d m
ε β
≤ [σ
F1
]
• Y

ε
=
1 1
0.577
1,7337
α
ε
= =
- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Với
)
zz
(,,
21
11
23881 +−=ε
α
cosβ = 1,733
• Y
β
= 1
•
Hệ số dạng răng:
+ Bánh dẫn:
1
1
13,2
3,47 3,94
F
Y

Z
= + =
+ Bánh bò dẫn:
2
2
13,2
3,47 3,602
F
Y
Z
= + =
•
K
F
=K
F
β
K
F
α
K
Fv
K
F
K
F
K
F
+ Bảng 6.7 : K
F

β
= 1,1
+ Bánh răng thẳng : K
F
α
= 1
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
23
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
+ Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: v=
1 2
60000
d n
π
= 1,3 m/s
Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác là 9
Bảng 6.5[1], K
Hv
= 1,07
Suy ra K
F
=1,1.1.1,07 = 1,177
1
2.75917.1,177.0,577.1.3,794
40,3
55,5.70.2,5
F
σ
= =
MPa < [σ

F
]
1
=261,25 MPa
σ
F2
= σ
F1
1
2
F
F
Y
Y
=36,8 MPa < [σ
F
]
2
= 250,32 MPa
Đảm bảo điều kiện bền uốn.
e.Kiểm nghiệm răng về quá tải:
K
qt
= 1.4
σ
Hmax
= σ
H
qt
K

433.6.
1.4
= 513,04 MPa < [σ
H
]
max
= 1260 MPa
σ
F1max
= σ
F1
. K
qt
= 56,42 Mpa < [σ
F1
]
max
= 464 MPa
σ
F2max
= σ
F2
. K
qt
= 51,52 MPa < [σ
F2
]
max
= 360 MPa

Đảm bảo điều kiện quá tải .
f. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
Khoảng cách trục a
w1
=160 mm
Môđun m = 2,5
Tỉ số truyền u
2
=3,57
Đường kính vòng chia d
1
= 70 mm ; d
2
= 250 mm
Đường kính đỉnh răng: d
a1
=d
1
+ 2.m =75 mm ; d
a2
= d
2
+ 2.m =255
mm
Đường kính chân răng d
f1
=63,75 mm ; d
f2
=243,75 mm
SVTH: Đặng Ngọc Thoại

24
Đồ án thiết kế HTTĐ cơ khí GVHD : Th.S Nguyễn Văn Thạnh
Chiều rộng vành răng b
w1
=55,5 mm ; b
w2
=50,5 mm
Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu :
Khi v ≤ 12,5 m/s bộ truyền bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm
dầu .Mức dầu thấp nhất phải ngập hết chiều cao răng bánh côn lớn,nhưng
phải ≥ 10 mm và mưc dầu cao nhất không đươc ngập quá 1/3 bán kính
bánh răng bánh răng trụ lớn.
H = 1/2d
ae2
- h
2
=223,23/2 -34 =78 <
3
brn
R
⇒ điều kiện bôi trơn không được đảm bảo
Ta dùng vach ngăn để ngăn hai muc dàu bôi trơn khác nhau.
2.3.THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu :
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 35 σ
b
= 510 MPa, σ
ch
= 304 MPa,τ
ch

= 167
MPa, σ
-1
= 222MPa ,τ
-1
= 128 MPa
Chọn ứng suất xoắn cho phép :
- Trục vào và ra [τ] = 20 MPa
- Trục trung gian [τ] = 12 MPa
2. Xác đònh sơ bộ đường kính trục :
Xác đònh sơ bộ đường kính trục từ công thức :
[ ]
3
0,2
i
i
T
d
τ
≥
với
1,3i =
- Trục 1 : T
1
=19697 MPa ⇒ d
1
= 20 mm
- Trục 2 : T
2
= 75917 MPa ⇒ d

2
= 35 mm
- Trục 3 : T
3
= 251267 MPa ⇒ d
3
= 40 mm
3. Xác đònh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực :
SVTH: Đặng Ngọc Thoại
25