ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY hộp giảm tốc bánh răng nón 1 cấp xích + đai ( thuyết minh + bản vẽ )

Trang 1

Đồ án thiết kế máy

LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ
khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện
đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống trục dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết
lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong việc trở thành một kỹ sư tương lai.
Đồ án môn học thiết kế máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp sinh viên ngành
cơ khí làm quen với những kĩ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu tốt hơn, vận
dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra, môn học này
còn giúp sinh viên củng cố kiến thức của các môn học liên quan. Vận dụng sáng tạo và
phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận
tình của giáo viên hướng dẫn thầy Th.S Nguyễn Hoàng Lĩnh và các thầy bộ môn
trong khoa kỹ thuật công nghệ.
Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.

Sinh viên thực hiện
Chiemsisulath Xaypasong

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Đồ án thiết kế máy

Trang 2

Chương 1: GIỚI THIỆU HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
1.1. HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG NÓN MỘT CẤP.
1.1.1. Giới thiệu về hộp giảm tốc.
Hộp giảm tốc là một thiết bị không thể thiếu đối với các máy móc cơ khí, nó có
nhiệm vụ biến đổi một vận tốc ban đầu thành một hay nhiều vận tốc ở đầu ra (tuỳ
thuộc vào công dụng của máy) tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và
truyền công suất từ động cơ đến máy công tác.
Có nhiều loại hộp giảm tốc và được phân chia theo từng đặc điểm riêng biệt:
- Loại truyền động: hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng, hộp giảm tốc
bánh răng trụ răng nghiêng, răng nón, hộp giảm tốc bánh răng trụ - trục
vít,...
- Số cấp: hộp giảm tốc một cấp, hai cấp hay nhiều cấp.
- Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian: hộp giảm tốc đặt nằm
nghiêng, nằm ngang hay thẳng đứng,...
- Đặc điểm của sơ đồ động: hộp giảm tốc triển khai, hộp giảm tốc đồng trục,
hộp giảm tốc có cấp tách đai.
=> Kết luận: Theo nhiệm vụ đồ án được giao là thiết kế hộp giảm tốc bánh răng
trụ 1 cấp.
1.1.2. Đặc điểm của hộp giảm tốc.
a. Ưu điểm:
Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng, tạo thành một tổ
hợp đặc biệt để giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ sang máy công tác.
Hiệu suất cao, có khả năng truyền những công suất khác nhau, tuổi thọ lớn hơn, làm
việc chắc chắn và sử dụng đơn giản. Phạm vi công suất, vận tốc và tỉ số truyền khá
rộng.
b. Nhược điểm:
Đối với hộp giảm tốc nhiều cấp tải trọng phân bố không đồng đều trên các ổ trục
được chọn theo phản lực lớn nhất, vì vậy kích thước và trọng lượng của hộp giảm tốc
lớn.

Khó bôi trơn các bộ phận trong hộp giảm tốc, trọng lượng hộp giảm tốc lớn, bột
kim loại và bụi bẩn rơi vào chổ ăn khớp giữa các bánh răng làm chóng mòn răng,
trong quá trình làm việc gây ra tiếng ồn.

1.2.

ĐẶC ĐIỂM CỦA CÁC BỘ TRUYỀN.
1.2.1. Đặc điểm của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng.
a. Nguyên lý làm việc.

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Đồ án thiết kế máy

Trang 3

Truyền động bánh răng gồm bánh răng dẫn, bánh răng bị dẫn. Truyền động
bánh răng là phương pháp truyền, chuyển động công suất nhờ sự ăn khớp của các răng
trên các bánh răng.
b. Ưu nhược điểm của truyền động bánh răng.
+ Ưu điểm:
• Đảm bảo độ chính xác truyền động (v, i) vì không có sự trượt.
• Tỷ số truyền cố định.
• Có thể sắp đặt vị trí tương đối giữa các cặp bánh răng ăn khớp theo những
góc mong muốn trong không gian (song song, chéo hay vuông góc với
nhau).
• Hiệu suất cao ƞ= 0,96÷0,98, thậm chí ƞ= 0,99 cho một cặp bánh răng.

• Kích thước bộ truyền tương đối nhỏ gọn, khả năng tải lớn.
• Tuổi thọ và độ tin cậy cao.
• Làm việc trong phạm vi công suất, tốc độ và tỉ số truyền khá rộng.
+ Nhược điểm:
• Không thực hiện được truyền động vô cấp.
• Không có khả năng tự bảo vệ an toàn khi quá tải.
• Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn.
• Đòi hỏi độ chính xác cao trong chế tạo (chế tạo tương đối phức tạp) và lắp
ráp.
• Chịu va đập kém vì độ cứng của bộ truyền khá cao.
c. Phạm vi sử dụng.
• Tốc độ có thể đạt tới 140 m/s.
• Công suất truyền được có thể rất nhỏ (0.1 kW) như trong các dụng cụ đo
và cơ cấu điều khiển, đến khá lớn (300 kW) như trong các máy mỏ, máy
xây dựng và làm đường, hoặc rất lớn (100.000 kW) như trong các máy
phát điện.
• Tỉ số truyền (của 1 cặp bánh răng) có thể từ 1 đến 10 hoặc cao hơn.

1.2.2. Truyền động đai.

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Đồ án thiết kế máy

Trang 4

Hình 1.1: Bộ truyền đai

a. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của bộ truyền đai.
Bộ truyền đai làm việc theo nguyên lý ma sát: công suất từ bánh chủ động (1)
truyền cho bánh bị động (2) nhờ vào ma sát sinh ra giữa dây đai (3) và bánh đai (1),
(2).
b. Ưu nhược điểm của bộ truyền đai.
Ưu điểm:
• Có thể truyền động giữa các trục cách xa nhau (<15m).
• Làm việc êm, không gây ồn ào nhờ vào độ dẻo dai nên có thể truyền
động với vận tốc lớn.
• Nhờ vào tính chất đàn hồi của đai nên tránh được dao động sinh ra do tải
trọng thay đổi tác dụng lên cơ cấu.
• Đề phòng sự quá tải của động cơ nhờ vào sự trượt trơn của đai khi quá
tải.
• Kết cấu và vận hành đơn giản, giá thành rẻ.
Nhược điểm:
• Kích thước bộ truyền đai lớn hơn so với cá bộ truyền khác: xích, bánh
rang ( lớn hơn khoảng 5 lần so với bộ truyền bánh răng nếu truyền cùng
công suất ).
•
Tỉ số truyền làm việc thay đổi do hiện tượng trượt đàn hồi giữa đai và
bánh đai (ngoại trừ đai răng).
• Tải trọng tác dụng lên trục và ổ đỡ lớn (thường gấp 2-3 lần so với bộ
truyền bánh răng) do phải có lực căng đai ban đầu.
• Tuổi thọ thấp khi làm việc với vận tốc cao.
c. Phạm vi sử dụng.
Bộ truyền đai thường dùng để truyền công suất không quá 40 – 50kW, vận tốc
khoảng 5-30m/s. Tỷ số truyền i của đai dẹt thường không quá 5, đối với đai thang
không quá 10.
1.2.3. Truyền động xích.
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Đồ án thiết kế máy

Trang 5

Bộ truyền xích gồm đĩa xích dẫn 1, đĩa bị dẫn 2 và dây xích 3.
Nguyên lý làm việc của bộ truyền xích: xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục
dẫn I sang trục bị dẫn II nhờ vào sự ăn khớp giữa các mắt xích với răng của đĩa xích.
Các trục của bộ truyền xích song song nhau, có thể trong bộ truyền có nhiều bánh xích
bị dẫn. Ngoài ra, trong bộ truyền xích có thể có bộ phận căng xích, bộ phận che chắn
và bộ phận bôi trơn.
• Ưu điểm:
So với bộ truyền đai, bộ truyền xích có các ưu điểm sau:
- Không có hiện tương trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có quá tải
đột ngột, không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ đỡ nhỏ.
- Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và
số vòng quay.
- Bộ truyền xích truyền công suất nhờ vào sự ăn khớp giữa xích và bánh
xích, do đó góc ôm không có vị trí quan trọng như trong bộ truyền đai và
do đó có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
- Có thể truyền chuyển động giữa các trục khá xa nhau (Amax= 8 m).
- Khả năng tải cao hơn đai, hiệu suất truyền động cao hơn, đạt ƞ= 0,96÷0,98.
• Nhược điểm:
Do sự phân bố của các nhánh xích trên đĩa xích không theo đường tròn, mà theo
hình đa giác, do đó khi vào khớp và ra khớp, các mắt xích xoay tương đối với
nhau và bản lề xích bị mòn, gây nên tải trọng động phụ, ồn khi làm việc, có tỷ
số truyền tức thời thay đổi vận tốc tức thời của xích và bánh bị dẫn thay đổi, và

phải có bộ phận điều chỉnh xích.
• Phạm vi sử dụng:

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Đồ án thiết kế máy

Trang 6

Bộ truyền xích dược sử dụng, khi truyền chuyển động và công suất giữa các
trục song song có khoảng cách trục A≤ 8m . Truyền động xích được sử dụng
rộng rãi trong máy nông nghiệp và máy vận chuyển (xe đạp, xe máy…), trong
máy công cụ và tay máy công nghiệp .v.v.., với công suất nhỏ và trung bình
(N≤ 110kW), tốc độ xích đến 15 m/s và tỉ số truyền i≤ 8.
1.2.4. Các vấn đề bôi trơn của hệ thống
a. Bôi trơn bộ phận ổ.
Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm các ma sát giữa các chi tiết lăn, chống
mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt của chi tiết không bị han gỉ, giảm
tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bám.
Việc chọn hợp lí loại dầu và cách bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của bộ phận ổ.
Khi chọn cách bôi trơn cần chú ý đến điều kiện sau:
Vận tốc vòng ổ quay.
Tải trọng tác động.
Nhiệt làm việc và đặc điểm của môi trường xung quanh.
Chất bôi trơn thường dùng là dầu hoặc mỡ.
Trong thực tế khi vận tốc dưới 4-5m/s đều có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn bộ
phận ổ. Khi vận tốc lớn hơn 5m/s chỉ dùng dầu để bôi trơn, và khi vận tốc càng lớn ta

chọn độ nhớt càng cao.
b. Bôi trơn hộp giảm tốc.
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt
tốt và đề phòng các thiết bị không bị gỉ, chúng ta cần phải bôi trơn lien tục các bộ
truyền trong hộp giảm tốc. việc chọn hợp lý dầu, độ nhớt và phương pháp bôi trơn sẽ
làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền, nâng cao tuổi thọ của hộp giảm tốc.

Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc:
+ Bôi trơn lưu động.
+ Bôi trơn ngâm dầu.
Các loại dầu thường để bôi trơn hộp giảm tốc:
+ Dầu công nghiệp.
+ Dầu tua bin.
+ Dầu ô tô máy kéo AK10 và AK15
Vì hộp giảm tốc này có vận tốc nhỏ nên ngâm các bánh răng trong hộp dầu.
=> Vậy chọn phương pháp ngâm dầu để bôi trơn hộp giảm tốc.
c. Bôi trơn bộ truyền xích.
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 7

Đồ án thiết kế máy

Đây là vấn đề có ảnh hưởng rất lớn đến tuổi thọ của xích: khi vận tốc v ≤ 4m/s,
sử dụng phương pháp bôi trơn định kỳ; khi vận tốc v ≤ 6m/s, sử dụng phương pháp bôi
trơn nhỏ giọt; khi vận tốc v ≥ 6m/s, tốt nhất là bôi trơn liên tục bằng cách ngâm một
đĩa trong dầu.

Chương 2: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
Các số liệu cho trước:
P(N)
(Lực tác dụng)

v (m/s)
(Vận tốc băng tải)

13560

0,48

D(mm)
t(năm)
(Đường kính Thời gian
tang)
300
5

ca/

giờ/

ngày

ca

2

6

2.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN.
Để chọn động cơ điện cần tính công suất cần thiết.
Gọi N là công suất trên băng tải.
η là hiệu suất chung.
Nct là công suất cần thiết thì :

N ct =
N=
SVTH: Xaypasong

N

η

P × v 13560 × 0, 48
=
= 6,5( kW)
1000
1000
Lớp: DCK12


Trang 8

Đồ án thiết kế máy

2
η =ηd .ηbr .ηo2 .ηx .ηkn

: là tích hiệu suất của bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị.

Trong đó: : Hiệu suất của bộ truyền đai.
: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón.
: Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
: Hiệu suất của bộ truyền xích.
: Hiệu suất của khớp nối.
Vậy:

= 0,95 . 0,97 . 0,992 . 0,92 . 1 = 0,83

-Tính công suất cần thiết:
N ct =

N 6,5
=
= 7,83 (kW)
η 0.83

Chọn động cơ điện.
Để hệ thống làm việc được thì ta phải chọn động cơ có công suất thỏa mãn điều
kiện: Nđc

Nct. Tra bảng

2P
[ 1] , ta chọn động cơ kiểu A02-52-4 có công suất
322

Nđc = 10 kW, số vòng quay động cơ nđc = 1460

( v ph )

2.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
- Xác định tỉ số truyền chung.

i=
nt

nđc
nt

: số vòng quay của tang.

(

nt =

60.1000.v 60.1000.0, 48
=
= 30, 57 vg
ph
π .D
3,14.300

i=

nđc
1460
=

= 47, 76
nt
30, 57

)

Phân phối tỉ số truyền.

i =id .ix .ibr

Trong đó:

SVTH: Xaypasong

id: tỉ số truyền của đai.
ix: tỉ số truyền của bộ truyền xích.
ibr: tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón.
Lớp: DCK12


Trang 9

Đồ án thiết kế máy

Tra bảng

2− 2
[1] ta chọn:
32

• id = 4
• ix = 3
suy ra: ibr =

i
47, 76
=
= 3, 98
id .ix
4.3

2.3. TÍNH TOÁN TỐC ĐỘ QUAY TRÊN CÁC TRỤC.
- Trục I:

nI =

(

nđc 1460
=
= 365 vg
ph
id
4

-Trục II:

nII =

(

nI
365
=
= 91, 71 vg
ph
ibr 3, 98

-Trục III:

nIII =

)

(

)

nII 91, 71
=
= 30,57 vg
ph
ix
3

)

2.4. TÍNH CÔNG SUẤT TRÊN CÁC TRỤC.
- Công suất danh nghĩa trên trục I:

N I = ηkn .ηd .ηo .N ct = 1.0, 95.0, 99.7,83 = 7,364 ( kW )
- Công suất danh nghĩa trên trục II:

N II =ηbr .ηo .ηkn .N I = 0, 97.0, 99.1.7, 364 = 7, 07 ( kW )
- Công suất danh nghĩa trên trục III:

N III =ηx .N II = 0, 92.7, 07 = 6, 5 ( kW )
2.5. TÍNH MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
- Trục động cơ:

M đc = 9, 55.106

N ct
7,83
= 9, 55.106
= 51216,8 ( N .mm )
nđc
1460

- Trục I:
M I = 9, 55.106

NI
7, 364
= 9, 55.106
=192674, 5 ( N .mm )
nI
365

- Trục II:

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 10

Đồ án thiết kế máy

N II
7, 07
= 9, 55.106
= 736217, 4 ( N .mm )
nII
91, 71

M II = 9, 55.106
- Trục III:

N III
6, 5
= 9, 55.106
= 2030585, 5 ( N .mm )
nIII
30, 57

M III = 9, 55.106

Bảng hệ thống các số liệu tính được
Trục

Trục động cơ
Thông số
i
n (vg/ph)
N (kW)
M (N.mm)

Trục I

id = 4
1460
7,83
51216,8

Trục II
ibr = 3,98

365
7,364
192674,5

Trục III
ix = 2

91,71
7.07
736217,4

30,57
6,5

2030585,5

Chương 3: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.
3.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI.
3.1.1. Chọn loại đai.
Vì vận tốc của băng tải thấp và số vòng quay của tang nhỏ nên ta chọn bộ truyền
đai thang đặt liền với động cơ. Sở dĩ chọn đai thang vì kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, có
thể làm việc với vận tốc lớn. Tra bảng

2P
[ 1] .Ta chọn động cơ A02-52-4 có công suất
322

Nđc = 10 kW, số vòng quay của động cơ n đc = 1460( v/ph), ta giả thiết vận tốc đai v >5
(m/s). Ta dùng đai loại B bảng

5 − 13
5 −11
[1]
[ 1] và bảng
93
92

Loại đai
Kích thước tiết diện đai a
Diện tích tiết diện F (mm2)
h0
ao
SVTH: Xaypasong

B
h (mm)

22 13,5
230
4,8
19
Lớp: DCK12


Trang 11

Đồ án thiết kế máy

Hình 3.1: Đai thang
3.1.2. Định đường kính bánh đai nhỏ.
Tính sơ bộ theo công thức: D1 = 1,25.Dmin. Tra bảng

6.1b
[ 2] , Dmin = 200 (mm).
74

Vậy D1 = 1,25.200 = 250 (mm). Chọn D1 = 250 (mm) theo bảng
-

5 − 15
[ 1] .
93

Kiểm ngiệm vận tốc bánh đai :

π.n.D1
3,14.1460.250
v=
=
=19,1 (m/s).
60.1000

60.1000

v < vmax = (30 ÷ 35) m/s. Thỏa điều kiện.
3.1.3. Định đường kính bánh đai lớn.
Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo công thức sau:
D2 = id D1 (1 − ξ )
Với đai thang ξ= 0,02( hệ số trượt của đai), trang 84 [ 1]
D2 = id D1 (1 − ξ ) =4.250.(1-0,02) = 980 (mm).
Vậy ta chọn D2 theo chuẩn tronh bảng

5 −15
[ 1] , D2= 1000 (mm)
93

Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn theo công thức
n’2 = ( 1 −ξ )
Tỷ số truyền thực:
SVTH: Xaypasong

5 −8
[1] :
85

(

D1
250
n1 = ( 1 −0, 02 )
1460 = 357, 7 vg
ph
D2
1000
itt =

)

n1 1460
=
= 4,08.
n '2 357, 7
Lớp: DCK12


Trang 12

Đồ án thiết kế máy

Sai số:

itt − id
4, 08 − 4
.100% =
.100% = 2 % sai số này nằm trong khoảng

4
id

∆i =

cho phép (2% < 5%).
3.1.4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A.
Với id = 4 tra bảng (

5 − 16
[ 1] ) chọn A = 0,95D2 = 0,95.1000 = 950(mm)
94

3.1.5. Tính chiều dài L theo khoảng cách sơ bộ A.
Tính sơ bộ theo công thức (

5 −1
[ 1] )
83

2
π
D − D1 )
(D1+D2) + ( 2
4. A
2
2
π
1000-250 )
(

L = 2.950+ (250+1000)+
= 4010,5 (mm).
2
4.950

L = 2A+

Chọn theo tiêu chuẩn, lấy L =4000 (mm) bảng (
-

5 − 12
[ 1] )
92

Kiểm nghiệm số vòng quay u trong 1 giây theo công thức (
u=

5 − 12
[ 1] ) :
92

v
19,1
=
−3 = 4,78 L 4000.10

3.1.6. Xác định chính xác khoảng cách trục A.
- Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai L = 4000 (mm)
Ta có công thức (

5−2
[ 1] )
83
2
2.L −π. ( D 2 +D1 ) + 
2.L −π.( D2 +D1 ) ] −8.( D2 −D1 )
8
2

A=

2
= 2.4000 − 3,14. ( 1000 + 250 ) + 2.4000 − 3,14.(1000 + 250) ] − 8.(1000 − 250)
8
2

= 944 (mm)
-

Kiểm tra theo điều kiện (

5 − 19
[ 1] )
94

0,55(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2(D1+D2)
⇔ 0,55(250+1000)+13,5 ≤ 944 ≤ 2(250+1000)
701 < 944 < 2500
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 13

Đồ án thiết kế máy

Vậy thỏa mãn điều kiện.
3.1.7. Tính góc ôm α1 và kiểm nghiệm điều kiện.
α1 = 180o −

D2 − D1 o
1000 − 250 o
57 = 180o −
57 = 135o > 120o , vậy thỏa điều kiện.
A
944

3.1.8. Xác định số đai cần thiết.
Số đai cần thiết được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và
bánh đai.
2
Chọn ứng suất căng ban đầu σ 0 = 1, 2 ( N / m ) và theo chỉ số D1 tra bảng ta có các hệ

số:

σ p  = 1,84 ứng suất có ích cho phép (tra bảng 5 − 17 [ 1] )
0
95

cα = 0,875 Hệ số ảnh hưởng góc ôm (tra bảng

5 − 18
[ 1] )
95

ct = 0,8 Hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (tra bảng
cv = 0,868 Hệ số ảnh hưởng vận tốc (tra bảng

5−6
[ 1] )
89

5 − 19
[ 1] )
95

F = 230 mm2 : Diện tích tiết diện đai.
v = 19,1 m/s : Vận tốc đai.
Số đai cần thiết được xác định theo công thức

Z≥

5 − 22
[ 1]
95

1000.N ct
1000.7,83
=

= 1, 59
v. σ p  .ct .cα .cv .F 19,1.1,84.0,8.0,875.0,868.230
0

Lấy số đai Z = 2.
3.1.9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
Chiều rộng bánh đai : B= (Z-1)t+2s
Tra bảng (

10 − 3
[ 1] )ta có: t = 26, h0 = 6, s =17
257

⇒ B = ( 2 – 1).26 + 2.17 = 60 (mm).

Đường kính ngoài cùng của bánh đai:
Bánh dẫn Dn1 = D1+2ho= 250 + 2.6 = 262 (mm)
Bánh bị dẫn Dn2 = D2 + 2ho = 1000 + 2.6 = 1012(mm)
3.1.10. Tính lực căng ban đầu so và lực tác dụng lên trục R.
- Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S0 = σ 0 .F= 1,2.230 = 276 (N). (
SVTH: Xaypasong

5 − 25
[ 1] )
96

Lớp: DCK12

Trang 14

Đồ án thiết kế máy

- Lực tác dụng lên trục:
R = 3S0.Z.sin

α1
5 − 26
1350
[ 1] )
) = 1530 (N). (
=3.276.2.sin (
96
2
2

Ta có bảng kết quả:
Loại đai
Tiết diện đai a×h, (mm)
Diện tích tiết diện F, (mm2)
Định dường kính bánh đai nhỏ D1, (mm)
Kiểm nghiệm vận tốc đai v=

π .1460.D1
60000

B
22×13,5
230

250
19,1

max

vTính đường kính D2
D2=iD1(1-ξ) với đai hình thang
ξ =0,02,(mm)

980

Lấy D2 theo tiêu chuẩn bảng (5-15), (mm)

1000

Số vòng quay thực của trục bị dẫn n2’

357,7

(1-0,02).1460. D1 , (mm)
D2

Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo bảng (5-16)
A=0,95D2, (mm)
950
Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A, (mm)
4010,5
Lấy L theo tiêu chuẩn, (mm)
4000

Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L tiêu chuẩn,
(mm)
944
Góc ôm α1, (độ)
1350
Số dây đai cần thiết Z, (đai)
1,59
Lấy số đai Z, (đai)
2
Chiều rộng đai B, (mm)
60
Đường kính ngoài cùng của bánh dẫn Dn1, (mm)
262
Đường kính ngoài cùng của bánh bị dẫn Dn2, (mm)
1012
Lực căng ban đầu S0, (N)
Lực tác dụng lên trục R, (N)

276
1530

3.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH.
3.2.1. Chọn loại xích.
Vì bộ truyền làm việc với vận tốc và tải không cao nên ta có thể chọn loại xích ống
con lăn. Ngoài ra xích ống con lăn dễ chế tạo và giá thành rẻ hơn xích răng.
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12

Trang 15

Đồ án thiết kế máy

- Công suất trục dẫn NII = 7,07 (kw).
- Số vòng quay trục dẫn nII = 91,71 (v/ph).
- Tỉ số truyền ix = 3.
3.2.2. Chọn số răng đĩa xích.
Với tỉ số truyền ix = 3, (tra bảng

6−3
[1]) ta chọn số răng đĩa dẫn Z1= 25 răng và
105

số răng đĩa bị dẫn là Z2 = ix.Z1 = 3.25 = 75 răng. Chọn Z2 = 75 răng
3.2.3. Tính bước xích t.
- Tính hệ số điều kiện sử dụng theo công thức

(

6−6
[ 1] ) :
105

K=kđ.ka.k0.kđc.kb.kc
Trong đó: - kđ =1: Tải trọng làm việc ổn định ít va đập.
- ka = 1: Hệ số xét đến chiều dài xích
Chọn khoản cách trục A = (30÷50)t.
- k0 = 1: Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Góc nghiêng nhỏ hơn 60 0 nên
k0 = 1.

- kđc = 1: Khoảng cách trục điều chỉnh được.
- kb = 1,5: Bôi trơn định kì
- kc = 1,25 – Bộ truyền làm việc 2 ca.
Vậy : k = 1 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 1,875.
- Hệ số số răng đĩa dẫn :

kz =

Z 01
25
=
=1 .
Z1
25

- Hệ số số vòng quay đĩa dẫn : ( Lấy n0l = 200 vg/ph ).

kn =

n01
200
=
= 2,18
n2
91, 71

- Công suất tính toán theo công thức (

6 −7
[ 1] ) :

106

Nt = k . kz . kn . NII = 1,875.1.2,18.7,07 = 28,9 (kW).
Tra (bảng

6 −4
[1] ) với n0l = 200 vg/ph chọn xích ống con lăn 1 dãy có bước xích t=
106

38,1 (mm), diện tích bản lề F = 394,3 (mm2), công suất cho phép [N] = 36,3 (kW).
Dựa vào bảng (

6−1
[1]) ta tìm được kích thước chủ yếu của xích.
103

+ Tải trọng phá hỏng Q = 100000 (N), khối lượng 1 mét xích q = 5,50 kg.
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 16

Đồ án thiết kế máy

+ Kiểm tra số vòng quay của đĩa xích theo điều kiện (

6− 9
[1]) :

107

n1 ≤ ngh
Theo bảng (

6−5
[1]), với t = 38,1 mm và số răng đĩa dẫn Z 1 = 25 ta tìm được số vòng
107

quay giới hạn của đĩa dẫn ngh = 560(vg/ph).
Như vậy, điều kiện trên thoả mãn với n2 = 91,71 (vg/ph).
3.2.4. Định khoảng cách trục A và số mắc xích X.
Chọn khoảng cách trục sơ bộ theo công thức (

6 − 13
[1]).
108

A = (30 ÷50)t . chọn A = 40t = 40.38,1 = 1524 (mm)
Tính số mắc xích theo công thức (

X =

6− 4
[1]):
102

z1 +z2
2A
z −z1 2 t

+
+( 2
) .
2
t
2π
A
2

25 +75 2.1524  75 −25  38,1
=
+
+
=131, 585
÷.
2
38,1
 2.3,14  1524

Chọn số mắc xích X = 132 (mắc xích).
- Kiểm nghiểm số lần va đập trong 1 giây theo công thức (

6 −16
[1]).
108

Vậy thỏa mãn điều kiện.
Với [u] = 20, tra bảng (

6− 7

[1])
109

- Tính chính xác khoảng cách trục A theo công thức (
A=

6−3
[1]).
102

t
Z +Z 2
Z +Z 2 2
Z − Z1 2 ]
[X − 1
+ (X − 1
) −8( 2
)
4
2
2
2π

2 
2
38,1 
25 + 75
25 + 75 
 75 − 25  



132 −
+ 132 −
A =
÷ −8 
÷ =
4 
2
2


 2.3,14  



A ≈ 1532(mm).
- Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, ta giảm khoảng
cách trục A một khoảng
ΔA = 0,003A = 0,003. 1532 ≈ 5 (mm).
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 17

Đồ án thiết kế máy

Lấy A = 1532 –5 = 1527 (mm).
3.2.5. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích.

+ Đĩa dẫn:
d c1 =

t
38,1
=
=303, 99 ( mm )
0
180
1800
.
sin
sin
Z1
25

+ Đĩa bị dẫn:
dc 2 =

t
38,1
=
=909, 84 ( mm )
0
180
1800
.
sin
sin
Z2

75

3.2.6. Lực tác dụng lên trục.
Ta tính theo công thức (

6 − 17
[1])
109

6.107.kt .N
6.107.1,15.7, 07
R = kt .P =
=
= 5584, 5 ( N ) .
Z .t.n
25.38,1.91, 71

Với kt = 1,15: Bộ truyền nằm ngang.
Bảng tóm tắt các thông số của bộ truyền xích.
Thông số

Đĩa dẫn

Đĩa bị dẫn

Bước xích t (mm).
Khoảng cách trục A(mm).
Số mắc xích.
Đường kính vòng chia dc (mm).
Số răng Z (răng).

t = 38,1
1524
132
303,99
25

909,84
75

Lực tác dụng lên trục R (N).

5584,5

3.3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN.
Trong quá trình làm việc, răng của bánh răng có thể bị hỏng ở mặt răng nhiều
chỗ tróc rỗ , mòn, hoặc hỏng ở chân răng dẫn đến gẫy… trong đó nguy hiểm nhất là
tróc rỗ mặt răng và gẫy răng. Đó là các pha hỏng mỏi do tác dụng lâu dài của ứng suất
tiếp xúc và ứng suất uốn thay đổi có chu kỳ gây nên. Ngoài ra răng có thể bị biến dạng
dễ gẫy giòn lớp bề mặt , hoặc phá hỏng tĩnh ở chân răng.Vì vậy khi thiết kế cần tiến
hành tính truyển động bánh răng theo các chỉ tiêu sau :
♣ Độ bền tiếp xúc
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 18

Đồ án thiết kế máy

♣ Độ bền uốn
♣ Kiểm nghiệm răng về độ quá tải
- Yêu cầu: bộ truyền bánh răng nón răng thẳng làm việc 5 năm, ngày làm việc 2 ca,
mỗi ca 6 giờ.
- Công suất trên trục dẫn N I = 7,364 ( kW), số vòng quay n I = 365 (vg/ph), momen
xoắn MI = 192674,5 (N.mm).
- Công suất trên trục bị dẫn NII = 7,07 (kW), số vòng quay nII = 91,71 (vg/ph),
momen xoắn MII = 736217,4 (N.mm).
3.3.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện.
- Do hộp giảm tốc 1 cấp chịu tải trung bình nên chọn vật liệu chế tạo bánh răng
có độ cứng bề mặt răng HB ≤ 350 .
- Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn của răng nhỏ lớn
hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25- 50 HB.
- Bánh răng nhỏ: thép 45 thường hoá. theo bảng .
Thông số của thép như sau: theo bảng .
Giả thiết đường kính phôi: ( 100 ÷300 )mm.
Giới hạn bền kéo: σbk = 580 (N/mm2)
Giới hạn chảy: σch = 290 (N/mm2)
Độ rắn: HB = 170 - 220, chọn HB=220.
- Bánh răng lớn thép 35 thường hoá, theo bảng
Thông số của thép như sau: theo bảng

3−6
[ 1] .
39

3−8
[ 1] .
40

Giả thiết đường kính phôi: 300 ÷ 500 (mm)
Giới hạn bền kéo:σbk=480 N/mm2
Giới hạn chảy: σch=240 N/mm2
Độ rắn: HB=140 - 190, chọn HB=190.
(với cả bánh răng lớn và bánh răng nhỏ đều chọn phôi là phôi đúc).
3.3.2. Tính ứng suất cho phép.
3.3.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép.
Theo công thức
-

-

3 −1
[ 1] ta
38

có : [σ]tx =[σ]Notx .

Trong đó: [σ]Notx: ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm 2). Khi bánh răng làm việc
lâu dài phụ thuộc vào độ rắn HB. Theo bảng ta có :
[σ]Notx=2,6.HB (N/mm2).
Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc theo công thức ta có:

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 19

Đồ án thiết kế máy

k N' =
-

6

N0
N td

N0 = 107 tra bảng : số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
Trường hợp bánh răng chịu tải trọng không thay đổi tính theo:

Ntđ = N = 60.u.n.T

-

-

-

Ntđ : số chu kì tương đương.
n : số vòng quay trong một phút của bánh răng.
u : là số lần ăn khớp của một răng khi bánh quay được một vòng, u=1.
T: tổng số giờ làm việc, ta có:
T = 2.5.6.300 = 18000 (giờ).
Số chu kỳ tương đương bánh răng nhỏ:
N td 1 = 60.u1.n1.T = 60.1.365.18000 = 39, 4.107 (N/mm2).
Số chu kỳ tương đương bánh răng lớn:

( N/mm2). Vì cả hai N td 1 và N td 2 đều lớn hơn N0 = 107, nên hệ số chu kì của
'
''
bánh răng: k N = k N = 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
[σ]tx = [σ]N0tx.

Tra bảng

3 −9
[ 1] , ta
43

có: [σ]N0tx=2,6.HB

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ:
[σtx]1=[σ]N0tx. = 2,6.220.1= 520 (N/mm2).
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn:
[σtx]2=[σ]N0tx. = 2,6.190.1= 494 (N/mm2).
3.3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
Vì phôi đúc, thép thường hoá nên lấy hệ số an toàn n=1,8. Hệ số tập trung ứng
suất ở chân răng kσ =1,8.
-

Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng của thép 45 là:
σ −1 = (0,4

-

0,5)σbk = 0,45 . 580 = 261 (N/mm2).

Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng của thép 35 là:
σ −1 = (0,4

0,5)σbk = 0,45 . 480 = 216 (N/mm2).

- Khi răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động), ứng suất
uốn cho phép được tính theo công thức ,

[ σu ] =
SVTH: Xaypasong

σ0 .k '' N
n.kσ

=

(1, 4 ÷1, 6)σ −1.k '' N
n.kσ
Lớp: DCK12


Trang 20

Đồ án thiết kế máy

-

Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:

[ σu ]1

1, 5.σ−1.k '' N
=
n.kσ

== 120,8 (N/mm2).
- Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[σu]2 = = 100 (N/mm2).
3.3.3. Chọn hệ số tải trọng K.
Có thể chọn sơ bộ K = 1,3 1,5, chọn K=1,4.
3.3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
Đối với bộ truyền bánh răng nón thường lấy chọn ψ A = 0,3 .
3.3.5. Xác định chiều dài nón.
Áp dụng công thức :
L ≥ i 2 +1. 3 [

1, 05.106
(1 −0, 5.ψL ).i.[σ] tx

2

K .N

] . 0, 85.ψ n
L

(mm ).

2

2



1, 05.106
1, 4.7, 364
L ≥ 3,98 + 1. 3 
= 229,11( mm )
 .
 ( 1 − 0, 5.0, 3) .3,98.494  0,85.0,3.91, 71
2

3.3.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng.

 3 −18 
[ 1] ÷:
 46


Áp dụng công thức 

V=

2π .L.(1 − 0, 5ψ L ).n1
60.1000. i 2 + 1

=

2π .229,11.(1 − 0, 5.0,3).365 = 1,81 (m/s)

60.1000. 3, 982 + 1

 3 −11 
[ 1] ÷, chọn cấp chính xác là 9.
 46


Theo bảng 

3.3.7. Xác định chính xác hệ số tải trọng k và chiều dài nón.

 3 −19 
[ 1] ÷:
 47


Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức 
K = Ktt.Kđ

Ktt: Hệ số tập trung tải trọng. Vì bánh răng có HB<350 và v < 15 m/s nên lấy
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 21

Đồ án thiết kế máy

Ktt = 1

Kđ: Hệ số tải trọng động. Với v = 1,81, HB<350 và cấp chính xác là 9, tra

bảng

 3 −13 
[ 1] ÷chọn Kđ = 1,45.

48


Vậy hệ số tải trọng:
K = 1.1,45 = 1,45

Ta thấy K = 1,45 chênh lệch với Ksb = 1,4 nên tính lại chiều dài nón:

L = Lsb 3

K
1, 4
= 229,113
= 226, 4(mm)
K sb
1, 45

3.3.8. Xác định mođun, số răng, chiều rộng bánh răng.
Môđun: ms = (0,02 ÷ 0,03).L = (0,02 ÷ 0,03).226,4 = (4,53 ÷ 6,79), chọn
ms = 5
 3 − 25



[ 1] ÷
Số răng bánh dẫn: 
 49

Z1 =

2.L
ms . i 2 + 1

=

2.226, 4
5. 3,982 + 1

= 22,07(răng).

Lấy Z1 = 23 (răng).
Số răng bánh bị dẫn: Z2 = i.Z1 = 3,98.23 = 91,54 (răng).
Lấy Z2 = 92 (răng).
Chiều rộng bánh răng: b =ψ L .L(mm) = 0,3.226,4 = 67,92 (mm).
Môđun trung bình: mtb = ms .

L − 0,5.b
226, 4 − 0,5.67,92
= 5.
= 4, 25
L
226, 4

3.3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của bánh răng.
Kiểm nghiệm bền uốn của bánh răng theo công thức:

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 22

Đồ án thiết kế máy

19,1.106.K .N
σu =
≤ [σ ]u
0,85. y.mtb2 .Z .n.b
Trong đó : K : hệ số tải trọng. K=1,45
m : mođun bánh răng. ms = 5
n : số vòng quay
y : hệ số biến dạng răng
b : bề rộng bánh răng
N : công suất bộ truyền
Z : số răng tương đương.

 3 −5 
[ 1] ÷):
 37


Góc mặt nón lăn bánh răng nhỏ (bảng 

tgϕ1 =

Z1 1
1
= =
= 0.25 => ϕ1 = 14,10
Z 2 i 3,98

 3 − 38 
[ 1] ÷):
 52


Số răng tương đương bánh răng nhỏ (công thức 
Z td 1 =

Z1
23
=
= 23, 7 (răng). Lấy Z td =24 (răng).
cosϕ1 cos(14,1o )

Góc mặt nón lăn bánh răng lớn :

tgϕ2 =

Z2
= i = 3,98 =>
Z1

ϕ 2 = 75,9o

Số răng tương đương bánh răng lớn :
Ztd2 =

SVTH: Xaypasong

z
cosϕ
2

=
2

92
= 377,6 (răng). Chọn Ztd2 = 378 ( răng ).
cos(75,9o )

Lớp: DCK12


Trang 23

Đồ án thiết kế máy

 3 −18 
[ 1] ÷ta có hệ số biến dạng răng (hệ số dịch dao ξ =0
52



Theo bảng 
):

Bánh răng nhỏ: Ztd1 = 24 răng => y1 = 0,4253
Bánh răng lớn: Ztd2 = 378 răng => y2 = 0,517

 3 − 35 
[ 1] ÷):
 51


Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng nhỏ (công thức 
σ u1 =

19,1.106.K .N
19,1.106.1, 45.7,364
=
= 38,18 (N/mm2).
2
2
0,85. y.mtb .Z1.n1.b 0,85.0, 4253.4, 25 .33.365.67,92

σ u1 = 38,18( N/mm2) < [σ]u1= 120,8 (N/mm2)
 3 − 40 
[ 1] ÷) :
52



Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn (công thức 

σ

u2

= σ u1

y
=
y=
1

38,18

2

0, 4253
= 31, 4
0,517

(N/mm2) < [σ]u2= 100 (N/mm2).

3.3.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột.

 3 − 43 
[ 1] ÷) :
 53


Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (công thức 

[σ ]

txqt

[ ]

= 2,5. σ

Notx

Bánh nhỏ: [ σ ] txqt1 = 2,5.[ σ ] tx1 = 2, 5.520 = 1300 (N/mm2)
Bánh lớn: [ σ ] txqt 2 = 2,5.[ σ ] tx 2 = 2,5.494 = 1235 (N/mm2)

 3 −15 
[ 1] ÷) :
45



Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc (công thức 
Ta chỉ cần kiểm nghiệm với bánh răng lớn:

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 24

Đồ án thiết kế máy
3

1, 05.106
(i + 1) 2 .K .N
σ tx =
.
≤ [ σ ] txqt 2
( L − 0,5.b)i
0,85.b.n2

=

3
2

1, 05.10
(3,98 + 1) .1, 45.7,364 = 205,24<
.
(226, 4 − 0,5.67,92).3,98
0,85.67,92.91, 71
6

[ σ ] txqt 2 =

1235 (N/mm2).

 3 − 46 
[ 1] ÷) :

 53


Ứng suất uốn cho phép khi quá tải(công thức 

[σ ]

uqt

= 0,8.σ ch

Bánh nhỏ: [ σ ] uqt1 = 0,8σ ch1 = 0,8.290 = 232 (N/mm2).
Bánh lớn: [ σ ] uqt 2 = 0,8σ ch 2 = 0,8.240 = 192 (N/mm2).
 3 − 42

Kiểm nghiệm sức bền uốn (công thức 
 53

[ 1] ÷):


σ uqt = σ u .K qt ≤ [ σ ] uqt
Với Kqt là hệ số quá tải.
Bánh nhỏ: σ uqt1 = σ u1.K qt = 38,18.2 = 76,36 (N/mm2) < [ σ ] uqt1 = 232 (N/mm2).
Bánh lớn: σ uqt 2 = σ u 2 .K qt = 31, 4.2 = 62,8 (N/mm2) < [ σ ] uqt 2 = 192 (N/mm2).

3.3.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.
Mođun : ms = 5
Mođun trung bình : mtb= 4,25
Số răng : Z1 = 33 răng , Z2 = 92 (răng).

Bề rộng bánh răng : b = 67,92 (mm).

SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12


Trang 25

Đồ án thiết kế máy

Chiều dài nón : L = 226,4 (mm).
Góc ăn khớp : α = 20 °
o
o
Góc mặt nón lăn : ϕ1 = 14,1 , ϕ2 = 75,9

Đường kính vòng chia : dc1= ms.Z1 = 5.33 = 165 (mm).
dc2 = ms.Z2 = 5.92 = 460 (mm).
Đường kính vòng đỉnh :
o
De1= ms (Z1 + 2 cos ϕ1 ) = 5.(33 + 2 cos14,1 ) = 174, 7 (mm).

o
De2= ms ( Z 2 + 2 cos ϕ2 ) = 5.(92 + 2 cos 75,9 ) = 462, 436 (mm).

Đường kính trung bình :
b
67,92
dtb1 = d c1 (1 − 0,5 ) = 165(1 − 0,5

) = 140, 25 (mm).
L
226, 4
b
67,92
dtb 2 = d c 2 (1 − 0,5 ) = 460(1 − 0,5
) = 391 (mm).
L
226, 4

3.3.12. Tính lực tác dụng.
Đối với bánh nhỏ:
Lực vòng: P1 =

2M I
2.192674, 5
=
= 2747, 6 ( N )
dtb1
140, 25

o
o
Lực hướng tâm: Fr1 = P1.tgα .cosϕ1 = 2747, 6.tg 20 .cos(14,1 ) = 969, 9 (N).

o
o
Lực dọc trục: Fa1 = P1.tgα .sin ϕ1 = 2747, 6.tg 20 .sin (14,1 ) = 243, 6 (N).

Đối với bánh lớn:

Lực vòng: P2 = P1 = 2747,6 (N).
Lực hướng tâm: Fr2=Fa1= 243,6(N).
Lực dọc trục : Fa2 = Fr1 = 969,9 (N).
SVTH: Xaypasong

Lớp: DCK12