ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí ( đính kèm bản vẽ )

ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
MỤC LỤC
Trang
Lời nói đầu…………………………………………………………………. …… 2
PHẦN 1 Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho cả hệ thống.
1. Chọn động cơ………………………………………………………………3
2. Phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động…………………… 5
3. Tính các thông số …………………………………………………………5
PHẦN 2 Tính toán thiết kế các chi tiết máy.
1. Thiết kế bộ truyền xích…………………………………………… 8
2.Tính toán các cặp bánh răng……………………………………… 13
3. Tính toán thiết kế trục và then…………………………………… 35
4. Chọn khớp nối…………………………………………………… 51
5. Tính toán thiết kế ổ lăn…………………………………………… 52
6. Chọn các chi tiết phụ và dầu bôi trơn………………………………56
7. Bảng dung sai lắp ghép hộp giảm tốc………………………………61
PHẦN 3 Tài liệu tham khảo………………………………………………… 63
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 1
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
LỜI NÓI ĐẦU
Ngày nay trong các ngành công nghiệp sản xuất hiện đại với dây chuyền sản xuất tự
động hóa, dẫn động là một khâu quan trọng không thể thiếu.Trong đó, hộp giảm tốc là một
bộ phận của hệ thống dẫn động, nó đóng vai trò trung gian trên đường truyền động từ động
cơ đến các hệ thống khác.
Đồ án môn học thiết kế máy là môn học mang tính thực tế, ứng dụng cao giúp sinh
viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí củng cố lại các kiến thức đã học trong
các môn chi tiết máy, vẽ cơ khí,….Bên cạnh đó, hộp giảm tốc là một trong những bộ phận
điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản của cơ khí
như ; trục, bánh răng, ổ lăn,… Ngoài ra trong quá trình thực hiện chúng em có cơ hội để
trao dồi thêm các kỹ năng cơ bản cần thiết cho công tác của người kỹ sư Cơ Khí sau này
như: kỹ năng lập bản vẽ cơ khí bằng AutoCad, kỹ năng viết, soạn thảo một bài thuyết minh

cho một đề tài…
Nhân đây, em xin gởi lời cảm ơn chân thành đến thầy Trần Thiên Phúc, cũng như
các thầy cô trong khoa cơ khí và các bạn đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện
đồ án.
Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất
mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để rút kinh nghiệm và đồ án này sẽ được hoàn
thiện hơn.
Sinh viên thực hiẹân.
Phạm Ngọc Anh Hồng
PHẦN THUYẾT MINH
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hồng 2
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
PHẦN 1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ
SỐ TRUYỀN:
1 . Chọn động cơ.
1.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ.
Công suất trên trục công tác:
P
ct
=
F v 8000 0,85
6,8( )
1000 1000
Kw
× ×
= =
Công suất yêu cầu trên trục động cơ:
P
yc
= βP

ct
/η
trong đó: η là hiệu suất truyền động, β :Hệ số thay đổi tải trọng.
Hiệu suất truyền động:
η = η
xích.
.η
m
ổlăn
.η
k
bánhrăng
.η
khớp nối
.
m: số cặp ổ lăn ( m = 4 ).
k: số cặp bánh răng ( k = 2 ).
Tra bảng 2.3 [1] ta có
Hiệu suất của bộ truyền xích để hở: η
xích
.= 0,96.
Hiệu suất của các cặp ổ lăn: η
ổlăn
.= 0,99.
Hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : η
bánhrăng
= 0,97.
Hiệu suất của nối trục đàn hồi: η
khớp nối.
=.1.

Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là :
η=0,96.0,99
4
.0,97
2
.1=0,868
Hệ số thay đổi tải trọng:
β =
2
2 2
i i
1 ck
T t
12 36
. 1 0,9 0,926.
T t 48 48
 
∑ = + =
 ÷
 
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 3
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
Công suất yêu cầu trên trục động cơ là:
P
yc
=βP
ct
/η=0,926.6,8/0,868=7,254(Kw).
1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ
Số vòng quay trên trục công tác:

n
ct
=
60.1000. 60.1000.0,85
51,54( / )
. 3,14.315
v
vòng phút
D
π
= =
trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang.
số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
ct
.u
sb
= n
ct
.u
x(sb)
.u
h(sb)
với u
x(sb)
là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích).
chọn u
x(sb)

= 2.5 ( tra bảng 2.4 [1] Tr21).
u
h(sb)
là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc.
u
h(sb)
= u
1
.u
2
= 11 (tra bảng 2.4 [1] Tr21)
Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
= n
ct
.u
sb
= n
ct
.u
x(sb)
.u
h(sb)
= 51,54.2,5.11=1417,35(vòng/phút)
1.3. Chọn động cơ:
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: P
đc

≥

P
yc
, n
đc
≈ n
sb
và
dn
K
mm
T
T
T
T
≤
1
tra bảng P1.3 Tr 237 ta chọn động cơ có kí hiệu 4A1132M4Y3 có:
Công suất: P
đc
= 11Kw.
Vận tốc : n
đc
= 1458vòng/phút.
Cosφ = 0,87.
Hiệu suất: η%=87,5.
Tỷ số: T
max
/T
dn
= 2,2.

T
K
/T
dn
= 2,0.
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 4
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
2. Phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung: u
c
= n
đc
/n
ct
= 1458/51.54 = 28,28.
Chọn u
ng
= 2,5
⇒
u
h
= 28,28/2,5 = 11,3.
Ta có: u
h
= u
1
.u
2
.
Trong đó: u

1 là
tỷ số truyền cấp nhanh, u
2
là tỷ số truyền cấp chậm.
Phân phối tỷ số truyền theo nhiều chỉ tiêu:
u
1
= 3,84
⇒
u
2
= 2,92
⇒
u
x
=2,5.
3. Tính các thông số
3.1. Số vòng quay:
n
đc
= 1458(vòng/phút)
⇒
n
1
= 1458(v/phút)
⇒
n
2
= n
1

/u
1
= 1458/3,84 = 379,69 (v/phút)
⇒
n
3
= n
2
/u
2
= 379,29/2,92 = 130,03(v/phút)
⇒
n
*
ct
= n
3
/u
ng
= 1 30,03/2,5 = 52,01(v/p).
Sai số tốc độ quay của dộng cơ
*
52,01 51,54
% .100% .100% 0,9% 4%
26,044
ct ct
ct
n n
n
δ

−
−
= = = <
Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3.
P
ct
=
1000
Fv
=6,8 kW ;
ct
3
ol xich
P
6,8
P 7,16
η η 0,99.0,96
= = =
kW ;
3
2
ol br
P
7,16
P 7,45
η η 0,99.0,97
= = =
kW;
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 5
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc

2
1
ol br
P 7,45
P 7,76
η η 0,99.0,97
= = =
kW;
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
*
I
dc
ol khop
P 7,76
P 7,83
η η 0,99
= = =
kW.
3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
T
đc
= 9,55. 10
6
.
6
7,83
9,55.10 . 51287,04
1458
dc
dc

P
n
= =
N.mm.
T
I
=
6 6
1
1
7,76
9,55.10 . 9,55.10 . 50828,53
1458
P
n
= =
N.mm.
T
II


=
6 6
2
2
P
7,45
9,55. 10 . 9,55.10 . 187383,13
n 379,69
= =

N.mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
6
3
3
P
7,16
9,55.10 . 536803,27
n 127,38
= =
N.mm.
T
ct
= 9,55. 10
6
.
6
ct
ct
P
6,8
9,55.10 . 1248606,04
n 52,01
= =
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:

SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 6
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
1. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 7
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
Các thông số ban đầu:
P
3
=7,16; n
3
=127,38vòng/phút; T
3
=536803,27 Nmm
1 .1. Chọn loại xích
Vì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn có độ
bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng rãi trong kỹ thuật.
1. 2. Các thông số của bộ truyền xích .
Với tỷ số truyền của bộ truyền xích u
x
= 2,5, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Z
x1
= 24
Do đó số răng đĩa xích lớn : Z
x2
= u
x
.Z
x1
= 2,5. 24 = 60 < Z

xmax
=120 ( thỏa mãn điều kiện
xích ăn khớp đúng )
Theo công thức ( 5.3 )[1] điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích :
P
t
= P.k.k
n.
.k
z
≤
[P]
trong đó :
P: công suất cần truyền qua bộ truyền xích P = 7,16 (kw)
Theo công thức (5.4)[1] ta có:
k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c

trong đó
k

đ
: hệ số tải trọng động. K
đ
= 1,2 (tải trọng êm )
k
0
: hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k
0
=1 (do đường nối tâm các đĩa
xích trùng với phương ngang)
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ; k
a
=1;
( chọn a=40p )
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; k
đc
= 1 ( điều chỉnh bằng một
trong các đĩa xích)
k
bt
:hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . k
bt
= 1,3 (môi trường làm việc có bụi,
bôi trơn đạt yêu cầu)
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 8
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc

k
c
:hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; k
c
= 1,25 (làm việc 2 ca)
⇒ k = 1.1.1.1,2.1,3.1,25 = 1,95
k
n
: hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ.
Chọn n
03
= 200vg/ph
→ k
n
= n
03
/n
3
= 200/127,38 = 1,57
k
z
: hệ số răng , với Z
x1
=24 → k
z
= 25/Z
x1
= 1,04

Như vậy ta có : P

t
= P
t
= P.k.k
n.
.k
z
=7 ,16.1.95.1,57.1,04 = 22,8kW
Tra bảng 5.5 [1], với n
01
=200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1
mm đường kính chốt d
c
=9,55mm chiều dài ống :B = 27,46 mm
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
P] = 34,8 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p
max
Khoảng cách trục sơ bộ: a= 40p = 40.38,1 = 1524mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
X=
( ) ( ) ( ) ( )
2 2
1 2 2 1
2 2
24 60 60 24 .38,1
1524
2. . 2. 122,8

2 4. . 38,1 2 4.3,14 .1524
Z Z Z Z
a
p
p a
π
+ − + −
+ + = + + =
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
= 123
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
a
*
=
( ) ( )
[ ]















−
−+−++−
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0
π
ZZ
ZZXZZXp
cc
a
*
=
( ) ( )
2
2
60 24
0,25.38,1. 123 0,5 60 24 123 0,5 60 24 2. 1527,5
3,14
 
−
 
 
− + + − + − = 
 ÷
 
 
 

 
mm
để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng
∆a = (0,002
÷
0,004)a = 3,055
÷
6,11 mm
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 9
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
Chọn ∆a =5,5mm .
Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1522 mm
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =
1 3
.
24.127,38
1,66
15. 15.123
Z n
X
= =
< i
max
=30 (bảng 5.9[1])
1. 3 . Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập
khi vận hành)
Theo công thức (5.15)[1] :
S =

vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 )[1], ta có: Q = 127 kN ; q
1
= 5,5kg ;
Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1
F
t
– lực vòng ;
v =
60000
31
pnZ
= 1,94 m/s
F
t
= 1000P/v = 1000.7,16/1,94 = 3690,7 N
F
v
:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v

= q.v
2
= 5,5. 1,94
2
= 20,7N
F
0
:lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra :
F
0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.4.5,5. 1,522 = 335 N
(hệ số võng : k
f
= 4 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: S =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
=
12700
31,4
1.3690,7 335 20,7
=
+ +
⇒ S > [S] = 8,2 (theo bảng 5.10[1])

Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền.
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 10
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
1.4. Đường kính đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4)[1],
Đường kính vòng chia:
d
1
=
( ) ( )
1
38,1
292
sin 180 / sin 180 / 24
p
Z
= =
mm
d
2
=
( ) ( )
2
38,1
727
sin 180 / sin 180 / 60
p
Z
= =
mm

đường kính vòng đỉnh đĩa xích
d
a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z
1
)] = 38,1.[ 0,5 + cotg(180/24)] = 308,45 mm
d
a2
= p.[0,5 + cotg(180/Z
2
)] = 38,1.[ 0,5 + cotg(180/60)] = 746 mm
đường kính vòng chân đĩa xích
d
f1
= d
1
- 2r = 292-2.11,22 = 269,56 mm
d
f2
= 727-2.11,22 = 704,56 mm
(với r = 0,5025d
l
+ 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 mm và d
l
=22,23 mm (bảng 5.2)
Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4)
1.5 Ki ể m nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:
Theo công thức (5.18)[1] :

σ

H1
= 0,47
( )
.
.

d
vddtr
KA
EFKFK +
Trong đó:
[σ
H
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[σ
H
]=600 Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7
.78,143.25,4
3
.1 = 1,665N

Hệ số tải trọng động : K
đ
= 1 (bảng 5.6)
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,41(vì Z
1
=25 )
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 11
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
Diện tích bản lề : A = 180 mm
2
(tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa

⇒
1.180
10.1,2
).665,11.5,3332(41,047,0
5
1
+=
H
σ
= 593,5
⇒
σ
H1

<[σ
H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số rang
đến đĩa xích K
r
=0,21 Ta có:
1.180
10.1,2
).665,11.5,3332(21,047,0
5
1
+=
H
σ
= 425 Mpa < [σ
H
]
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.6 . L ực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20)[1]:
F
r
= k
x
.F
t
= 1,15. 3690,7 = 4244,3 N
1.7 .Các thông số của bộ truyền xích :
Khoảng cách trục : a=1522 mm ;

Bước xích : p = 38,1 mm
Số răng đĩa xích : Z
x1
=24 ; Z
x2
= 60;
Số mắt xích : X
c
=123
2. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
2.1 . Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, thuận tiện
trong việc gia công chế tạo, ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau:
Với
)1510(
21
÷+≥ HBHB
.Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện.
Bánh nhỏ : HB=241…285 có:
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 12
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc

.850
1
MPa
b
=
σ

.580

1
MPa
ch
=
σ
Chọn HB
1
=245
Bánh răng lớn :

.450
.750
MPa
MPa
ch
b
=
=
σ
σ
Chọn HB
2
=230
2.2. Ứng suất cho phép
2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
Theo công thức 6.1 và 6.2 [1]:

HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLFCxFsRF
F
F
KKKYYS ).(][
lim
0
σσ
=
Trong đó:
Z
R
- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc.
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng.
Y

S
– hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất.
K
xF
– hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiết kế, ta lấy sơ bộ:
1
1
=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
K
FC
– hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên K
FC
=1.
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 13
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
S
H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 ta có : S
H
=1,1;
S
F

=1,75.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
- Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có:
1 3
0 0
lim lim 1
2. 70 2.245 70 560( )
H H
HB MPa
σ σ
= = + = + =
1 3
0 0
lim lim 1
1,8. 1,8.245 441( )
F F
HB MPa
σ σ
= = = =
2 4
0 0
lim lim 2
2. 70 2.230 70 530( )

H H
HB MPa
σ σ
= = + = + =
2 4
0 0
lim lim 2
1,8. 1,8.230 414( )
F F
HB MPa
σ σ
= = = =
K
HL
, K
FL
- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ
truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4 [1]:
H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO

FL
N
N
K =
m
H
, m
F
- bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
4,2
.30
HB
HN
HO
=
→
1
2,4 7
30.245 1,63.10 .
HO

N = =

2
2,4 7
30.230 1,4.10 .
HO
N = =
N
FO
= 4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng thay đổi nên ta có:
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 14
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
N
HE
= 60c
Σ
(T
i
/T
max
)
3

n
i
t
i
N
FE
= 60c
Σ
(T
i
/T
max
)
6
n
i
t
i
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c = 1).
n
i
- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i.
t
i
- thời gian làm việc ở chế độ thứ i.
I
h
=
Σ
t

i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . I
h
= 33600h.
Với cấp nhanh ta có:
1
3 3 8
HE
12 36
N 60.1.1458.33600.(1 . 0,9 . ) 23, 42.10
48 48
= + =
>N
HO1
=1,61.10
7
do đó K
HL1
= 1
Ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép :
o
H
H lim
][
σσ
=
. K
HL1
/S
H

Với S
H
= 1,1
][
H
σ
1sb
= 560.1/1.1= 509.1 MPa
][
H
σ
2sb
= 530.1/1.1= 481.9 MPa
Suy ra
][
H
σ
m12
= (
][
H
σ
1sb
+
][
H
σ
2sb
)/2 = (509,1+481,9)/2=495,4 MPa.
Ta thấy

][
H
σ
m12
<1,25
][
H
σ
2
= 602,375.
1
6 6 8 6
FE FO
12 36
N 60.1.1458.33600(1 0,9 ) 19.10 N 4.10
48 48
= + = > =
do đó K
FL1
=1.
Ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL
/S

F
][
F
σ
1sb
= 441.1/1,75 = 252 MPa
][
F
σ
2sb
= 414.1/1,75 = 236,5 MPa
Tương tự với bộ truyền cấp chậm, bánh trụ răng thẳng, ta có:
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 15
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
3 3 8 7
2 1
12 12
60.1.379,69.33600. 1 . 0,9 3,3.10 1,626.10
48 48
HE HO
N N
 
= + = > =
 ÷
 
do đó K
HL2
= 1;
Ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ ) cho phép :
o

H
H lim
][
σσ
=
. K
HL2
/S
H
][
H
σ
3sb
= 560.1/1,1 = 509,1 MPa
][
H
σ
4sb
= 530.1/1,1 = 481,9 MPa
Suy ra
][
H
σ
m34
= 481,9 MPa
Ta thấy
][
H
σ
m34

< 1,25
][
H
σ
4
= 613,625 MPa
6 6 8 6
FE2 FO
12 12
N 60.1.379,69.33600(1 0,9 ) 2,9.10 N 4.10
48 48
= + = > =
do đó K
FL2
=1
Ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép:
o
F
F lim
][
σσ
=
. K
FL2
/S
F
][
F
σ
3sb

=441.1/1,75 = 252 MPa
][
F
σ
4sb
=411.1/1,75 = 236,5 MPa
2.2.2 .Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

chH
σσ
.8,2][
max
=

][1260450.8,2][][
][1624580.8,2][][
max4max2
max3max1
MPa
MPa
HH
HH
===
===
σσ
σσ
2.2.3. Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

][
F

σ
1max
=
][
F
σ
3max
=0,8
σ
ch1
=0,8.580=464 MPa

][
F
σ
2max
=
][
F
σ
4max
=0,8
σ
ch2
=0,8.450=360 MPa
2.3. Truyền động bánh răng trụ
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 16
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
2.3.1. Đối với cấp nhanh.
2.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.

Khoảng cách trục a
w1
:
Theo công thức (6.15a):
3
2
'
1
][
.
)1.(
1
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
±=

'
1
T
là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân
đôi.
'
1
T

= 50828,53 (Nmm)
][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng
tra Bảng 6.5[1] ta có: K
a
= 43; K
d
= 67,5
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6[1]:
4,025,0 ÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
= 0,3
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo
sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7[1] với
)1.(.53,0

1
+= u
babd
ψψ
= 0,53.0,3.(3,84+1) = 0,77
Chọn được
.
β
H
K
= 1,12.
⇒

3
2
50828,53.1,12
43.(3,84 1). 122[ ].
495,4 .3,84.0,3
w
a mm= + =
Chọn a
w
= 140 mm
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ d
w1
:
d
w1
= 2.a
w

/(u
1
+1) = 2.140/(3,84+1) = 57,85 (mm)
2.3.1.2.Các thông số ăn khớp.
Xác định môđun m:
w
am ).02,001,0(
12
÷=
= 1,4
÷
2,8
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 17
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
Theo bảng 6.8[1]: Chọn m
12
=2.
Xác định số răng, góc nghiêng
β

Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu.
Do đó, ta chọn góc nghiêng
β
= 10.
Công thức 6.31 [1] ta có:
Số răng bánh nhỏ:
0
1
12
2. .cos

2.140.cos10
28,48
.( 1) 2(3,84 1)
w
a
Z
m u
β
= = =
+ +
Chọn Z
1
= 28 (răng)
Số răng bánh lớn:
12
.ZuZ =
= 3,84.28 = 107,52(răng)
Chọn z
2
= 108 răng
Z
t1
=Z
1
+Z
2
=28+108=136
Tỷ số truyền thực:
2
1

1
108
3.86
28
m
Z
u
Z
= = =
sai số 0,45%
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
d
w1
= 2a
w
/(u
1
+1) = 2.140/(3,84+1) = 57,85mm;
Tính lại góc
β
:
12 1
1
.
2.136
cos 0,9714
2. 2.140
t
w
m Z

a
β
= = =

→

β
=13,72
0
2.3.1.3 . kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Công thức 6.33 [1]:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
w
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=

SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 18
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5 [1]: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=
b
β
- Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
.
ở đây : α
t
– góc profil răng, α
tw

là góc ăn khớp.
đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có:
0
20
20,53 .
cos cos13,72
tw t
o
tg tg
arctg arctg
α
α α
β
 
 
= = = =
 ÷
 ÷
 
 
0 0
0
cos(20,53 ). (13,72 ) 0,23
12,88 .
b
b
tg tg
β
β
→ = =

→ =
( )
0
0
2.cos13,72
1,71.
sin 2.20,53
H
Z→ = =
Z
ε
-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc
β
ε
,
tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
12
1
m
b
w
=
; với b
w

là bề rộng vành răng.
1 1
. 0,3.140 42.
w ba w
b a
ψ
= = =
0
42.sin17,23
1,98 1.
2.
β
ε
π
= = >
Khi đó theo công thức ( 6.36c [1] ):
α
ε
ε
1
=Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 19
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc

( )
0

1 2
1 1 1 1
1,88 3, 2 cos 1,88 3,2 cos 17,23 1,66.
28 108z z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
1
0,78.
1,66
Z
ε
→ = =
K
H
– hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH

KKKK
αβ
=
Với
1,13
H
K
β
=
là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra
bảng 6.7 [1]).
α
H
K
=1,11 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. Tra
bảng (6.14 [1]).
Hv
K
- hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp.
Công thức 6.41:
.
2

1
1
1
αβ
υ
HH
wwH

Hv
KKT
db
K +=
uavg
woHH
/
δυ
=
.
v- vận tốc vòng, tính theo công thức:
v = πd
w1
n
1
/60000 (m/s)
v=3,14.57,85.1458/60000=4,42m/s
H
δ
-hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
Tra bảng 6.15 [1]:
H
δ
=0,002.
g
o
-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng
Tra bảng 6.16[1] , với vận tốc vòng v= 6,78 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc
êm là 8. ( tra bảng 6.13[1])
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 20

ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
ta có: g
o
= 56.(bảng 6.16)
0,002.56.4,42. 140 / 3,84 2,99.
2,99.42.57,85
1 1,057.
2.50828,53.1,12.1,11
H
Hv
K
υ
→ = =
→ = + =

1,12.1,11.1,057 1,31.
H
K→ = =
2
2.50828,53.1,31.(3,84 1)
274.1,71.0,78. 360[ ]
42.3,84.57,85
H
MPa
σ
+
= =
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v = 4,41(m/s) < 5 m/s ta có Z
v

= 1
Với cấp chính xác động học là 8, 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
< 700mm suy ra K
xH
=1.
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] được tính theo công thức 6.1 [1]:
xHvRmHH
KZZ ][][
12
σσ
=
= 495,4.0,95.1.1= 470,63
Ta thấy
σ
H
<
][
H

σ
do vậy bánh răng đủ bền.
2.3.1.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức 6.43[1]:
[ ]
1
1
1.1
1

2
F
ww
FF
F
mdb
YYYKT
σσ
βε
≤=
][
2
1
21
2
F
F
FF
F
Y

Y
σ
σ
σ
≤=
trong đó
1 1
0,6
1,66
Y
ε
α
ε
= = =
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng khớp ngang).
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 21
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
0 0
13,72
1 1 0,902
140 140
Y
β
β
= − = − =
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,

FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương.
1
1
3 3 0
28
30,5.
cos cos 13,72
v
Z
Z
β
= = =
2
2
3 3 0
108
117,8
cos cos 13,72
v
Z
Z
β
= = =
.
Tra bảng 6.18[1], với hệ số dịch chỉnh x = 0, ta có:
{
1
2

3,8.
3,60.
F
F
Y
Y
=
=
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
β
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính
bảng 6.7 [1]:
β
F
K
= 1,24.
α
F
K
- hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi
tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 8, ta có:

α
F
K
=1,27.
Fv
K
- hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp:
.
2

1
1
αβ
υ
FF
wwF
Fv
KKT
db
K +=
u
a
vg
w
FF

0
δυ
=
.

006,0=
F
δ
. (bảng 6.15 [1]).
0
56g =
. (bảng 6.16 [1]).
v = 4,41(m/s)
→
140
0,006.56.4,41. 8,95.
3.84
F
υ
= =
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 22
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
→
8,95.42.57,85
1 1,14
2.50828,53.1,24.1,27
Fv
K
= + =
→
. . 1,24.1,27.1,14 1,79.
F F F Fv
K K K K
β α
= = =

Vậy:
1
2.50828,53.1,79.0,6.0,902.3,8
77[ ]
42.57,85.2
F
MPa
σ
= =
Và
2
77.3,6
73[ ]
3,8
F
MPa
σ
= =
Với m = 2, Y
S
= 1,08- 0,0695ln2= 1,032
Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên Y
R
= 1
Do d
a
< 400mm nên K
xF
= 1 khi đó

[ ] [ ]
1
1
. . . 252.1,065.1.1 268,36
F F S R xF
sb
Y Y K MPa
σ σ
= = =


[ ] [ ]
2
2
. . . 236,5.1,065.1.1 251,87
F F S R xF
sb
Y Y K MPa
σ σ
= = =
⇒ σ
F1
= 77MPa

< [σ
F1
]
1
= 268,36 Mpa; và
⇒ σ

F2
= 73MPa

< [σ
F2
]
2
= 251,87 Mpa
Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
2.3.1.5 .Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp cực đại:
Công thức 6.48 [1]:
.][.
maxmax HqtHH
k
σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
max
2,2.
qt
dn
T
k
T
= =
→
1max max

360. 2,2 524 [ ] 1260[ ].
H H
MPa
σ σ
= = ≤ =
Ứng suất uốn cực đại
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 23
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
công thức 6.49[1]:
1 1 1
max max
. 77.2,2 114[ ] [ ] 169,4[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =
2 2
max 2 max
. 73.2,2 160,6[ ] [ ] 360[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =
2.3.1.6 . Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh :
- Khoảng cách trục: a
w1
=140[mm].
- Mô đun pháp: m
12
= 2.

- chiều rộng vành răng: b
w
=42[mm].
- Tỉ số truyền : u
m12
= 3,84.
- Góc nghiêng của răng:
β
= 13,72’.
- Số răng các bánh răng: z
1
= 28 ; z
2
= 108
- Hệ số dịch chỉnh: x
1
= 0 ; x
2
= 0.
Theo bảng 6.11[1]:
- Đường kính vòng chia :
12 1
1
12 2
2
. 2.28
57,64[ ]
cos cos13,72
.
2.108

222,3[ ]
cos cos13,72
o
o
m z
d mm
m z
d mm
β
β
= = =
= = =
-Đường kính vòng lăn:
d
w1
=2a
w1
(u
m12
+1)=2.140/(3,84+1)=29,85 mm
d
w2
=d
w1
.u
m12
=222,14 mm
- Đường kính đỉnh răng :

1

2
1 12
2 12
2.(1 ). 57,64 2.(1 0 0).2 61,64
2.(1 ). 222,3 2.(1 0 0).2 226,3
a
a
d d x y m mm
d d x y m mm
= + + − ∆ = + + − =
= + + − ∆ = + + − =
- Đường kính đáy răng:
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 24
ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Ts Trần Thiên Phúc
1
2
1 1 12
2 2 12
(2,5 2. ). 57,64 (2,5 0).2 52,64
(2,5 2. ). 222,3 (2,5 0).2 217,3
f
f
d d x m mm
d d x m mm
= − − = − − =
= − − = − + =
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d

1
cosα=57,64.cos20
0
=54,16 mm
d
b2
=d
2
cosα=222,3.cos20
0
=208,9 mm
-Góc profil gốc: α= 20
0
;
-Góc profil răng: α
t
= 20,53
0
-Góc ăn khớp: α
tw
= 20,53
0
-Hệ số dịch chỉnh x
t1
=x
t2
=0
2.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng)
2.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục a

w2

Theo công thức (6.15a[1]):
3
2
2
2
22
][
.
)1.(
2
baH
H
aw
u
kT
uKa
ψσ
β
+=

T2 = 187383,13 (Nmm); và tra Bảng 6.5[1] ta có: K
a
= 49,5;
ba
ψ
- hệ số chọn theo bảng 6.6[1]: chọn
ba
ψ

= 0,39
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo
sức bền tiếp xúc .
Chọn theo bảng 6.7[1] với
1
0,53. .( 1) 0,53.0,39.(2,92 1) 0,81
bd ba
u
ψ ψ
= + = + =

Chọn được
.
β
H
K
=1,12
⇒

3
2
2
187383,13.1,15
49,5.(2,92 1). 179,64[ ].
481,9 .2,92.0,39
w
a mm= + =

Chọn a
w2
= 180 mm
SVTH: Phạm Ngọc Anh Hoàng 25