thiết kế hộp giảm tốc

Đồ án chi tiết máy
LỜI NÓI ĐẦU
Trong ngành công nghiệp cơ khí nói chung, thì có rất nhiều hệ thống
truyền động cơ khí, từ đơn giản cho đến phức tạp, trong đó một hệ thống truyền
động thường hay gặp đó là hộp giảm tốc. Là một trong những bộ phận không
thể thiếu trong các máy móc…
Thiết kế đồ án Chi Tiết Máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí và là
một trong những môn học không thể thiếu trong các trường đào tạo kỹ thuật.
Môn học này giúp sinh viên đúc kết lại những kiến thức đã được học trong các
môn như: Nguyên Lý Máy, Cơ Lý Thuyết, Hình họa vẽ Kỹ Thuật, Chi Tiết
Máy.
Công việc thiết kế Hộp Giảm Tốc giúp cho chúng ta có cái nhìn tổng
quan về về cấu tạo nguyên lý hoạt động của những chi tiết cơ bản như Bánh
răng, ổ lăn…và là môn học cơ sở rất quan trọng khi SV học tiếp vào chương
trình chuyên ngành
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế và với vốn kiến thức vẫn còn
hạn hẹp của mình, nên đồ án của em không thể tránh khỏi những sai sót trong
quá trình thiết kế. Do đó em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy cô
trong bộ môn giúp đỡ chúng em để ngày một chúng em tích lũy thêm được
nhiều kinh nghiệm hơn .
Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn. Đặc biệt
là thầy Hoàng Xuân Khoa đã tận tình hướng dẫn trực tiếp chỉ đạo để em hoàn
thành tốt nhiệm vụ được giao.
Sinh viên: Trương Ngọc Thuận

1


Đồ án chi tiết máy
Phần 1:CHỌN ĐỘNG CƠ.
1. Xác định công suất cần thiết

- Công suất cần thiết được xác định theo công thức
Pt
P ct =
η
Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
P t Là công suất tính toán trên máy trục công tác (kW).
η Là hiệu suất truyền động
- Hiệu suất truyền động: η = ηol3. ηbrc . ηbrt . ηđ . ηot
Trong đó:
ηol = 0,99 : Là hiệu suất một cặp ổ lăn
ηbrc = 0,95 : Hiệu suất của một bộ truyền bánh răng côn
ηbrt = 0,96 : Hiệu suất của bánh răng trụ
ηđ = 0,95 : Hiệu suất bộ truyền trục vít
ηot = 0,98 : Hiệu suất của nối trục
Thay số:
η = 0,993. 0,95. 0,96. 0,95 .0,98 = 0,824 (1)
- Tính pt :

Pt =

F .v 10000.0,55
=
=5,5 (kw)
1000
1000

(2)

Trong đó: F = 10000 ( N ) : Lực kéo băng tải
V = 0.55 m/S : Vận tốc băng tải

Từ (1) và (2) ta có:
P

Pct = ηt . β
Trong đó:
2

2

 


β =  T 1  . t1 +  T 2  . t 2
 


 T 1  t ck  T 1  t ck

β = 3,3 + 0,6 2. 4,3 =0,778
8
8
5,5.0,778
Pct = 0.824 =5,2(kw)

2. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ điện:
nlv =

60000.v 60000.0,55
=
=32,84(vòng/phút)

π .320
π .D

Trong đó: v: vận tốc băng tải(m/s)
D: Đường kính tang
Theo bảng 2.4 trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Ta chọn sơ bộ:

2


Đồ án chi tiết máy
Tỷ số truyền bánh răng 1 cấp: ibrc =10
Bộ truyền đai thang : iđ = 4
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n sb = n lv . ut =nlv .ibrc.iđ =32,84.10.4= 1313(v/p)
Trong đó: n sb Là số vòng quay đồng bộ
n lv Là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải
quay
u t Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
3. Chọn động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:

P
n

≥

đc

đb

P

ct

≈ nsb

Đồng thời có moomen mở máy thỏa mãn điều kiện:

T

mm

T

≤

Trong đó:

T
T

T
T

K
dn

: Mômen mở máy
: Moomen khởi động

K
Theo bảng phụ lục P1.1 Trang 234 Sách tính toán thiết kế hệ dẫn đong cơ khí,
ta chọn được động cơ có:
Kiểu động cơ : K160S4
Công suất động cơ : 7,5 (Kw)
Vận tốc quay: 1450 (v/p)
Hệ số quá tải:
mm

Theo đầu bài ta có:

T
T

K

=2,2

dn

T

mm

T

=

T
T

MM
1

=1,45<

T
T

K

=2,2

dn

Động cơ thảo mãn các điều kiện
Phần 2: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Xác định tỷ số truyền u t của hệ thống dẫn động
n dc
ut =
n lv
Trong đó: n dc : Là số vòng quay của động cơ
3


Đồ án chi tiết máy
n lv : Là số vòng quay của trục băng tải
1450

Thay số

ut = 32,84 = 44 (v/p)
2. Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u t cho các bộ truyền
u t =ud.u h
ut

- Chọn ud = 2 theo tiêu chuẩn => u h = u =
d

44
=11
4

Đây là hộp giảm tốc báng răng côn trụ 2 cấp với uh = 11
Mà uh=u1.u2
Trong đó : u1 - tỉ số truyền bộ truyền động của bánh răng côn trụ
u2 - tỉ số truyền của
- Chọn ψ bd 2 = 1,1 ; K be = 0,25

[ K o1 ] = [ K o 2 ] , Ck = 1,15
2,25.ψ bd 2 [ K o 2 ]
2,25.1.1
Do đó λk = (1 − K ).K .[ K ] = (1 − 0,25).0.25 = 13,2
be
be
o1

⇒ λk .Ck3 = 20,08

- Chọn: u1 = 4,75

u

11

h
u2 = u = 4.75 = 2,32
1

Tính lại ud theo u1, u2 ta có

u

d

=

u
u .u

44

t

1

2

= 4,05.2,97 =3,66

– Xác định số vòng quay các trục

Ta có số vòng quay các trục:
n1 =

nđc
nđ

n2 =

n1 362,5
=
= 89,5 (vòng/phút)
u1 4,05

=

1450
= 362,5 (vòng/phút)
4

n 2 89,5
=
= 30 (vòng/phút)
u 2 2,97
3. Xác định công xuất trên các trục ,moomen xoắn trên các trục
n3 =

4


Đồ án chi tiết máy

- Công suất của các trục
5,5
Pt
P3=
=
η ot .η ol 0,98.0,99 = 5,67 (kW)
5,67
P3
P2=
=
η ol .η brt 0,99.0,96 = 5,96 (kW)

P
η .η
P
Pđc =
η =
2

P1 =

ol

=

brc

1

đ

5,96
= 6,34 (kW)
0,99.0,95

6,34
= 6,67 (kW)
0,95

- Xác định mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên các trục được tính theo công thức:
Mômen z

9,55.106.P
T=
n

(N.mm)

Vậy:

9,55.106.P1
T1 =
n1

9,55.10 6.6,34
=
= 167026 (N.mm)
362,5

9,55.106.P2
T2 =
n2

9,55.106.5,96
=
= 635955 (N.mm)
89,5

9,55.106.P3
T3 =
n3

=

9,55.106.Pdc
Tđc =
n dc

9,55.106.6,67
=
= 43930 (N.mm)
1450

9,55.10 6.5,67
= 1804950(N.mm)
30

Bảng thống kê các thông số của bộ truyền

5


Đồ án chi tiết máy
Trục
Thông số

Động cơ

Tỷ số truyền(u)
Số vòng quay n
(vòng/phút)
Công suất
P(kW)
Mômen xoắn
T(N.mm)

I

4

II
4,05

1450

362,5

6,67

6,34

5,96

43930

167026

635955

III
2,97

89,5

30
5,67
1804950

PHẦN 3: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
I. TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI ĐAI THANG
1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Ta chọn tiết diện đai γ A
2. Xác định các thông số của bộ truyền:
- Theo bảng 4.13 ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 =160 (mm)
π .160.362,5
π .d1 .n1
vận tốc đai: v =
=
= 3,036 (m/s)

60000
60.1000
nhỏ hơn vận tốc cho phép

v

max

=25 (m/s)

- Đường kính bánh đai lớn:
d2 = u1.d1(1- ε ) = 160(1- 0,02) = 627,2 (mm)
lấy d2 = 630 (theo bảng 4.27)
d2
630
- Tỉ số truyền thực tế: ut = d1 (1 − ε ) = 160.(1 − 0,02) = 4,018
Sai lệch tỷ số truyền: ∆ u =

ut − u
4,018 − 4
=
.100%= 0,45< 4%
4
u

Thỏa mãn
- Khoảng cách trục:

a = 0,95.d 2 = 0,95.630= 598,5 (mm)

+ Chiều dài đai:

6


Đồ án chi tiết máy
2
π
(
d1 − d 2 )
L = 2a + (d1+d2) +
2
4a

π .(630 + 160) (630 − 160) 2
L= 2.598,5 +
+
= 2530 (mm)
4.598,5
2
Theo bảng 4.13, chọn chiều dài đai tiêu chuẩn L= 2500 (mm)
+ Số vòng chạy dây đai trong 1 giây: I =

v 3,036
=
= 1,2144 < imax =3…
2,5
l

5(1/s)

+ Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn L=2500 (mm)
a=

λ + λ2 − 8.∆2
4

Trong đó: λ = L −
∆=

a=

π .(160 + 630)
π .( d1 + d 2 )
= 2500 = 1259,7
2
2

d 2 − d1 630 − 160
=
= 235
2
2

1259,7 − 1259,7 2 − 8.2352
= 582 (mm)
4

- Góc ôm trên bánh đai nhỏ:

(630 − 160)

(d 2 -d1 )
0
α
0
0
0
α 1 = 1800 - 570
582
=180
-57
=134
>
min =120
a
- Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai
1000.6,34
1000.P1
=
= 2089 (N)
3,036
v
3. Xác định số đai:
P1.k đ
Z=
[ P0 ].Cα .Cl .Cu .C z

Ft =

Theo bảng 4.7, chọn k đ =1,35

7


Đồ án chi tiết máy
L 2500
=
= 1 ⇒ C l =1
L0 2500
Theo bảng 4.17 với u=4 ⇒ C u =1,14
Theo bảng 4.20 [ P0 ] =2,0
Với

P1
6,34
=
= 3,27 ⇒ C z = 0,95
[ P0 ] 2
6,34.1,35
z=
= 4,5
2.0,88.1.1,14.0,95

Lấy z = 5
- Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t + 2.e=(5-1).15 + 2.10= 95 (mm)
Trong đó: theo bảng 4.21 t=15, e=10
- Đường kính ngoài của bánh đai:
d a =d+2.h 0 =160+2.3=166 (mm)
Theo bảng 4.24: h 0 =3
4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

F0=

780.P1.k đ
+ Fv
v.Cα .z

Trong đó: F v =q m .v 2
Theo bảng 4.22 q m =0.118 (kg/m)
F v =0,118.3,036=1,09 (N)
F0=

780.6,34.1,35
+ 1,09 = 500 (N)
3,036.0,88.5

Lực tác dụng lên trục: F r =2.F 0 .z.sin(

α1
1340
) = 2.500.5.sin(
) = 4602,5 (N)
2
2

Bảng thông số bộ truyền đai
8


Đồ án chi tiết máy
Thông số

Đường kính bánh nhỏ (mm)
Đường kính bánh lớn (mm)
Khoảng cách trục (mm)
Chiều rộng bánh đai (mm)
Chiều dài dây đai
(mm)
Số đai
Tỷ số truyền
Góc ôm trên bánh nhỏ
(0)
Lực tác dụng lên trục
(N)

Giá trị
d1 = 160
d2 = 630
a = 582
B = 95
l = 2500
z=5
u=4
α1 = 134
F r =4602,5

II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu
- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra quan điểm thống nhất hóa
trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau : Theo bảng 6-1
chọn
Bánh nhỏ: Thép 45X tôi cải thiện có

HB = 163 → 269 ; σ b1 = 750 (Mpa); σ ch1 = 500 (Mpa)
Bánh lớn: Thép 45X tôi cải thiện có
HB = 163 → 269 ; σ b 2 = 700 (Mpa); σ ch 2 = 450( Mpa)
2. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6.2 với thép 45X tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180 → 350 thì
σ 0H lim = 2 HB + 70 ; S H = 1,1 ; σ 0F lim = 1,8HB ; S F = 1,75
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB 1 =245 ; độ rắn bánh lớn HB 2 =230
σ 0H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560( Mpa )
σ 0F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (Mpa)
σ 0H lim 2 = 2 HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530( Mpa )
σ 0F lim 2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414( Mpa )
- Trong đó: σ H0 lim , σ F0 lim : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
S H , S F : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo 6.5 N H 0 = 30H 2HB, 4 thay số
2, 4
6
N HO1 = 30.245 = 16.10
N HO 2 = 30.230

2, 4

= 13,9.10 6

9


Đồ án chi tiết máy
- Theo 6.7: N HE = 60c ∑(

T
T

i

) 3 .ni . .ti

max

N HE 2 = 60c.

T
t
n1
∑ ti ∑ ( i ) 3 . i
u1
Tmax ∑ ti

N HE 2 = 60.1.

362,5
4,3 
 3,3
.11000.13.
+ 0,63.  = 2,66.107 > N Ho 2
4,75
8 
 8

Do đó K HL 2 =1.

Suy ra N HE1 > N Ho1 do đó K HL1 =1
Như vậy theo 6.1a, sơ bộ xác định được ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ] = σ H0 lim . K HL

SH
[σ H ]1 = 560. 1 = 509
1,1

(Mpa)

[σ H ] 2 = 530. 1

= 481,8 (Mpa)
1,1
Vậy để tính bộ tryền bánh răng côn-trụ răng thẳng ta lấy
[σ H ] = [σ H ] 2 = 481,8 (Mpa)
- Ứng suất uốn cho phép:
1
= 252 (Mpa)
1,75
[σ F 2 ] = 414. 1 = 236,5 (Mpa)
1,75

[σ F 1 ] = 441.

- Ứng suất quá tải cho phép:
[σ H ] max = 2,8.σ ch 2 = 2,8.450 = 1260 (Mpa)
[σ F1 ] max = 0,8.σ ch1 = 0,8.500 = 400 (Mpa)
[σ F 2 ] max = 0,8.σ ch2 = 0,8.450 = 360 (Mpa)

3. Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng.
a. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức
T1.K Hβ
2
R e = K R u + 1.3
(1 − K be ).K be .u.[σ H ] 2
1

- Với bộ truyền răng thẳng bằng thép thì: K R = 0,5 . K d =0,5.100=50 (Mpa) 3
Chọn K be = 0,25
K be .u
0,25.4,75
=
= 0,678
2 − K be
2 − 0,25
10


Đồ án chi tiết máy
Trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ Ι , HB<350 tra được K Hβ =1,15
T 1 =167026 (N.mm)
167026.1,15
2
R e =50. 4,75 + 1.3
= 236.8 (mm)
(1 − 0,25).0,25.4,75.( 481,8) 2
b.Xác định các thông số ăn khớp
- Số răng bánh nhỏ.

2.Re
2.236,8
d e1 =
=
= 97,57 (mm)
1+ u2
1 + 4,752
- Tra bảng 6.22 được z 1 p =17 . Với HB<350
z1 = 1,6.z1 p = 1,6.17 = 27,2
- Đường kính trung bình và mômen trung bình
d m1 = (1 − 0,5.K be ).d e1 = (1 − 0,5.0,25).97,57 = 85,3 (mm)
d m 2 = (1 − 0,5.K be ).d e 2 = (1 − 0,5.0,25).409,26 = 358(mm)
d
85,3
mtm = m1 =
= 3,14 (m)
z1
27,2
- Môđun vòng ngoài
mtm
3,14
mte =
=
= 3,59 (mm)
1 − 0,5.K be 1 − 0,5.0,25
Theo bảng 6.8 lấy trị số tiêu chuẩn mte = 4 (mm) do đó.
mtm = mte .(1 − 0,5.K be ) = 4.(1 − 0,5.0,25) = 3,5 (mm)
d m1 85,45
=
= 24,4

- Số răng trên bánh nhỏ: Z1 =
mtm
3,5
Lấy Z1 = 24 răng
- Số răng bánh lớn z 2 = u.z1 = 4,75.24 = 114
z 2 114
= 4,75
Lấy z 2 = 114 răng , do đó tỉ số truyền um = =
z1
24
- Góc côn chia
z
24
δ 1 = arctan( 1 ) = arctan( ) = 11,89 0 = 110 53'
z2
114
δ 2 = 90 0 − δ 1 = 90 0 − 11,89 0 = 77 0 7'
Theo bảng 6.20, với z1 = 24 chọn hệ số dịch chỉnh đều
x1 = 0,38 ; x2 = −0,38
- Đường kính trung bình của bánh nhỏ
d m1 = z1 .mtm = 24.3,5 = 84 (mm)
11


Đồ án chi tiết máy
- Chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5.mte . z12 + z 22 = 0,5.4. 24 2 + 114 2 = 210 (mm)
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo 6.8
σ H = z M .z H .zε . 2.T1.K H .

Theo bảng 6.5:

um2 + 1
0,85.b.d m21.um

1

z M = 274 (Mpa) 3

Theo bảng 6.12 với: xt = x1 + x2 = 0 ; z H =1,76
4 − εα
4 − 1,676
=
= 0,88
3
3
1 1
1 
1
Trong đó: ε α = 1,88 − 3,2. +  = 1,88 − 3,2. +  = 1,676
 19 90 
 z1 z 2 

Theo

z=

K H = K Hβ .K Hα .K Hv

Bánh răng côn răng thẳng: K Hα = 1
π .d m1n1 3,14.86,83.362,5
=
= 1,65 (m/s)
- Vận tốc vòng
v=
60000
60000
Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 8.
d .(u + 1)
vH = δ H g 0 .v. m1
u
Trong đó: theo bảng 6.15, δ H = 0,006
theo bảng 6.16, g 0 =61
86,83.(4,737 + 1)
= 6,2
4,737
vH .b.d m1
6,2.45,99.86,83
= 1+
=1+
= 1,064
2.T1.K Hβ .K Hα
2.167026.1,15.1

vH = 0,006.61.1,65.

K Hv

Trong đó: b= K be .Re = 0,25.210 = 52,5

K H = 1,15.1.1,062 = 1,22
Thay giá trị

σH

2.167026.1,22. 4,737 2 + 1
= 274.1,76.0,88.
= 448,27 (Mpa)
0,85.52,5.(86,83) 2 .4,737
[σ H ] = [σ H ].zv .z R .K xH = 448,27.1.0,95.1 = 425,9 (Mpa)

Trong đó: v<5 (m/s) ⇒ z v =1
12


Đồ án chi tiết máy
Ra = 2,5...1,25 ( µm ) → z R = 0,95
d a < 700 (mm), K xH = 1 .

Như vậy σ H > [σ H ] , nhưng chênh lệch không nhiều, do đó có thể tăng chiều
rộng vành răng.
2
2
 σH 
 448,27 
 = 52,5.
b = 52,5.
 = 64,5
 425,9 
 [σ H ] 

Lấy b= 65 (mm)
d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn
2T .K .Y .Y .Y
σ F1 = 1 F E β F1
0,85.b.mtm .d m1
b
65
=
= 0,28
Với K be =
Re 233
K be .u
0,21.4,737
=
= 0,56
Tỷ số
2 − K be
2 − 0,21
Tra bảng 6.21 được K Fβ = 1,18
vF = δ F .g 0 .v.

Trong đó:

d m1.(u + 1)
u

δ F = 0,016 , g 0 =61

86,83.( 4,737 + 1)
= 16,4

4,737
vF .b.d m1
16,4.50.86,83
=1+
= 1+
= 1,18
2.T1.K Fβ .K Fα
2.167026.1,18.1

vF = 0,016.61.1,64.
K Fv

Do đó:

K F = K Fβ .K Fα .K Fv = 1,18.1.1,18 = 1,3924
Yβ = 1 với ε α = 1,676

Yε =
Với

1
1
=
= 0,597
ε α 1,676

z1
24
=
= 24,5

cos δ 1 cos11,89 0
z2
114
=
=
= 548,3
cos δ 2 cos 78 0

z v1 =

zv 2

x1 = 0,38 ; x2 = −0,38
YF 1 = 4,08
Tra bảng 6.18 ta được

YF 2 = 3,61
13


Đồ án chi tiết máy
2.167026.1,3924.0,597.1.4,08
= 75,3 (Mpa)
0,85.58,25.3,5.86,83
σ .Y
75,3.3,61
σ F 2 = F1 F 2 =
= 66,62 (Mpa)
YF 1
4,08

Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo.
e. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

σ F1 =

K qt = 1,8

σ H max = σ H . K qt = 504,5. 1,8 = 676,9 (Mpa)< [σ H ] max = 1260 (Mpa)

σ F 1max = σ F 1.K qt = 73.1,8 = 131,4 (Mpa)< [σ F 1 ] max = 400 (Mpa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 64,62.1,8 = 120,2 (Mpa)< [σ F 2 ] max = 360 (Mpa)

14


Đồ án chi tiết máy
Thông số

Ký
hiệu

Công thức tính

Kết quả

Chiều dài côn ngoài

Re

Re = 0,5.mte . Z12 + Z 22

210 mm

Chiều rộng vành răng

b

b = K be .Re

65 mm

Chiều dài côn trung
bình
Môđun vòng ngoài

Rm

R m = Re − 0,5b

200,5 mm

mte

mtm
(1 − 0,5K be )
δ1 = arctg ( Z1 / Z 2 )

3,59 mm

Góc côn chia

mte =

δ1
δ2

Đường kính chia
ngoài

d e1 ; d e 2

Chiều cao răng ngoài

he

δ 2 = 900 − δ1
d e1 = mte .Z1

d e 2 = mte .Z 2

he = 2.he .mte + c

Với c = 0,2mte ; hte = cos β m
Số răng của các bánh
răng

Z1 ; Z 2

Hệ số dịch chỉnh

x1 ; x2

Chiều cao đầu răng
ngoài

hae

Chiều cao chân răng
ngoài

h fe

Z1 = d m1 / mm
Z 2 = u.Z1

110 53'
78 0 7'
96 mm
456 mm
8,8 mm
24 răng
114 răng
0,38 ; -0,38

hae1 = (hte + xn1. cos β m ).mte

hae 2 = 2.hte .mte − hae1
h fe1 = he − hae1

5,52 mm

2,48 mm
3,28 mm

2. Tính toán bộ truyền bánh răng cấp chậm

(Bánh răng trụ răng thẳng)
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo CT6.15a:
aw2 = K a .(u 2 + 1) 3

T2 .K H β
[σ H ]2 .u 2 .ψ ba

15


Đồ án chi tiết máy
b

w
Trong đó: ψ ba = a : Hệ số chiều rộng vành răng
w

[σ H ] = [σ H 1 ] + [σ H 2 ] = 509 + 481,8 = 495,4 (Mpa)
2

⇒ Theo bảng

2

6.6 − trg97
: Chọn ψba= 0,4
TL1

⇒ψbd = 0,5ψba( u2 +1) = 0,5.0,4.(2,32+1)=0,664
Theo bảng 6.5 với răng thẳng chọn : Ka =43
Theo bảng 6.7 lắp theo sơ đồ 6 do đó ta chọn: KHβ=1,05
Thay vào công thức: aw= 49,5.(2,32 + 1).3

635955.1,05
= 235,18 (mm)
(495,4) 2 .2,32.0,4

Vậy lấy aw= 250 (mm)
b. Xác định các thông số ăn khớp :
-Theo CT6.17: môđun pháp :
m = (0,01…0,02).aw= 2,5…5 (mm)
Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp : m = 3(mm)
Theo CT6.31:
- Số răng bánh nhỏ :
Z1=

2a w
2.250
=
= 50,2
m.(u 2 + 1) 3.( 2,32 + 1)

lấy Z1 = 50 răng
- Số răng bánh lớn :

Z2 = u2 .z1 = 2,32.50= 116
lấy Z2 = 116 răng
→ tỉ số truyền thực

u2m= Z2/Z1= 116/50 = 2,31
- Tính lại aw theo theo công thức:
16


Đồ án chi tiết máy
aw=

m.( Z1 + Z 2 ) 3.(50 + 116)
=
= 249 (mm)
2
2

=> aw= 250 (mm)
- Hệ số chỉnh tâm là:
y=

a w Z1 + Z 2 250 50 + 116
−
=
−
= 0,33
m
2
3

2

ta có: K y =

1000 y 1000.0,33
=
= 1,99
Z1 + Z 2
50 + 116

theo bảng 6.10 ta chọn được kx= 0,032
- Hệ số giảm đỉnh răng:
∆y =

k x .( Z1 + Z 2 ) 0,032.(50 + 116)
=
= 0,0053
1000
1000

- Tổng hệ số dịch chỉnh là:
Xt= y+ ∆ y = 0,33- 0,0053= 0,3247
- Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 là:


x1=0,5.  X t −


( Z 2 − Z1 ). y 
(116 − 50).0,33 


=0,1
 = 0,5.0,3247 −
Z1 + Z 2 
50 + 116 


- Hệ số dịch chỉnh bánh răng lớn là: x2= Xt- x1= 0,3247-0,1= 0,2247
- Theo CT6.27: góc ăn khớp :
( Z1 + Z 2 ).m. cos α (50 + 116).3. cos 20 0
=
cos α tw =
=0,936
2a w
2.250
α tw = 20,62 0 =20 0 37’

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo CT6.33: σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T2 .K H .(u 2 m+1 )
bw .u 2 m .d w21

Theo bảng 6.5: Zm = 274 (Mpa)1/3
17


Đồ án chi tiết máy
Theo CT6.34: ZH=

2. cos β
2. cos 0
=
= 1,76
sin 2a w
sin( 2.20,62 0 )

Với bánh răng thẳng : theo CT6.36a [TL1] :
Zε =

4 − εα
4 − 1,778
=
= 0,86
3
3

Với ε α = 1,88 − 3,2.(

1 1
1
1
+ ) = 1,88 − 3,2.( +
) .cos0 0 = 1,79
z1 z 2
50 116

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ :

d w1 =

2.a w
2.250
=
= 151 (mm)
u 2 m + 1 2,31 + 1

- Đường kính vòng lăn bánh lớn là: dw2= dw1.u2m=151.2,31= 349 (mm)
Theo CT6.40: v =

π .d w1 .n2 3,14.151.89,5
=
= 0,7 (m/s)
60000
60000

Theo bảng 6.13: chọn cấp chính xác 9
Do đó theo bảng 6.16: chọn g0 = 73
Theo CT6.42: vH= δ H .g o .v.

aw
250
= 0,006.73.0,7.
= 3,2
u2m
2,31

Với δ H = 0, 006 (theo bảng 6.15)
Do đó K Hv = 1 +

v H .bw .d w1
2.T2 .K Hβ .K Hα

Với bw=ψ ba .a w = 0,4.225= 90 (mm)
Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 mm : K Hα =1,13
→ K Hv = 1 +

6,35.90.151
= 1,06
2.635955.1,05.1,13

Vậy K H = K Hβ .K Hα .K Hv = 1,05.1,13.1,06 = 1,26
Thay các giá trị vào CT 6.33 ta có:

18


Đồ án chi tiết máy
σ H = 274.1,76.0,86.

2.635955.1,26.(2,32 + 1)
= 438,4 (Mpa)
90.2,32.1512

Theo CT6.1 với v = 1,47 (m/s)
Độ rắn mặt răng Zv = 0,85.v 0,1 = 0,85.1,47 0,1 = 0,883; với cấp chính xác động
học là 9; chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9; khi đó cần gia công đạt độ
nhám Ra = 10 . . . 40 µ m ; do đó hệ số độ nhám ZR = 0,95
Với da < 700 mm ; KxH = 1

do đó theo CT6.1 và CT6.1a:

[σ H ] ' = [σ H ].Z v .Z R .K XH =438,4.0,883.0,95.1= 368 (Mpa)
Với σ H ≤ [σ H ] thỏa mãn điều kiện
d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
σ F1 =

2.T2 .K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

Theo bảng 6.7: K Hβ =1,05
Theo bảng 6.14: với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9: K Fα = 1,37
Theo CT6.47: v F = σ F .g o .v.

aw
250
= 0,006.73.1,47.
= 6,7
u 2m
2,31

Trong đó theo bảng 6.15: δ F = 0, 016
theo bảng 6.16: g o = 73
Do đó theo CT6.46:

K FV = 1 +

v F .bw .d w1
6,7.90.151
= 0,06

= 1+
2.T2 .K Fβ .K Fα
2.635955.1,05.1,13

Do đó : KF= K Fα .K Fβ .K FV = 1,37.1,05.0,06= 0,09
1
1
Với : ε α = 1,778 → yε = ε =
=0,56
1,79
α

19


Đồ án chi tiết máy
Với bánh răng thẳng : β = 0 → Yβ = 1
Số răng tương đương :
Zv1= Z1= 50
Zv2=Z2= 116
Theo bảng 6.18 dùng nội suy ta được :
YF1= 3,31 ; YF2= 3,47
Với m = 3 (mm ) → YS = 1,08 − 0,0695. ln 3 =1,004
YR = 1 (bánh răng phay)
K xF = 1 ( d a < 400 mm)

Do đó theo CT6.2 và CT6.2a :

[σ F 1 ] ' = [σ F1 ].YR .Ys .K XF = 252.1.1,004.1= 253 (MPa)
[σ F 2 ] ' = [σ F 2 ].YR .Ys .K XF = 236,5.1.1,004.1= 237,45 (MPa)

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên :

σ F1 =

2.635955.0,09.0,56.1.3,31
= 5,2 (Mpa)
90.151.3

σ F 2 = σ F 1.

YF 2
3,47
= 5,2.
= 5,45 (Mpa)
YF 1
3,31

σ F1 < [σ F1 ]'
→
'
σ F 2 < [σ F2 ]
→ thỏa mãn điều kiện bền uốn

e. Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Theo CT6.48: với Kqt= Tmax/T =2,2
σ H 1Max = σ H . k qt = 415,6. 2,2 = 616,38 (MPa )

Theo CT6.49:
20

Đồ án chi tiết máy
σ F 1max = σ F 1.K qt = 5,45.2,2 = 12 (Mpa) < [σ F1Max ] =400 (Mpa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 5,45.2,2 = 12 (Mpa) < [σ F 2 Max ] =360 (Mpa)
→ thỏa mãn điều kiện quá tải

f. Các thông số kích thước bộ truyền cấp chậm:
Khoảng cách trục
Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng

aw = 250 mm
m = 3 mm
bw = 90 mm
β = 00

Z1 = 50
Z2 = 116
x1 = 0,1

Hệ số dịch chỉnh
Đường kính vòng chia

x2 = 0,2247
d1= m.Z1=3.50= 150 mm

Đường kính đỉnh răng

d2 = m.Z2= 3.116= 350 mm
da1= 156 mm

Đường kính đáy răng

da2= 356 mm
d f 1 = 143 mm
d f 1 = 342 mm

PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC
Sơ đồ lực ăn khớp:
1. Chọn vật liệu
- Chọn vật liệu chế tạo trục bằng thép 45 có:
σ b = 600 MPa

- Ứng suất trục vào và trục ra [τ ] =20…25 N/mm2
- Ứng suất trục trung gian [τ ] =10…15 N/mm2
2. Xác định sơ bộ đường kính trục
21


Đồ án chi tiết máy
- Áp dụng CT di ≥

Ti
0,2.[τ ]

- Đường kính trục I

+ d1

+d2

T1
0,2.[τ ]

≥3

≥3

=

167026
0,2.20 34,6 (mm) lấy d = 35 (mm)
=
1

635955
T2
= 61,01
=3
0,2.14
0,2.[τ ]
(mm) lấy d2 = 61 (mm)

≥3
+ d3

3

T3
1804950
=3
0,2.[τ ]
0,2.22 =74,3 (mm) lấy d = 74 (mm)
3

3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- Chiều rộng ổ lăn b0 được tra trong bảng 10.2
+ d1= 35 mm → b01= 21
+ d2= 60 mm → b02= 31
+ d3= 75 mm → b03= 37
a. Chiều dài mayơ
- Trên trục I có.
Chiều dài mayơ của Puli
lm12=(1,2…1,5).d1= (1,2…1,5).35= 42…52,5 (mm) lấy lm12= 45 (mm)
Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ.
lm13=(1,2…1,4).d1= 42...49 (mm) lấy lm13= 46 (mm)
- Trên trục II có
Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn
lm23= (1,2...1,4).d2= (1,2...1,4).61= 73,2...85,4 (mm) lấy lm23= 80 (mm)
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ
lm22= (1,2...1,5).d2= 73,2...91,5 (mm) lấy lm22= 90 (mm)
- Trên trục III có.
22


Đồ án chi tiết máy
Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:
lm33= (1,2...1,5).d3= (1,2...1,5).74= 88,8...111 (mm) lấy lm33= 100 (mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối:
lm23= (1,4...2,5).d3= 103,6...185 (mm) lấy lm32= 150 (mm)
- Theo bảng 10.3 chọn các giá trị k1 ,k2, k3, hn như sau:
k1=12, k2= 8, k3= 15, hn= 15
b. Khoảng cách giữa các gối đỡ lki
- Theo bảng 10.4 ta có
- Trên trục I:
l11= (2,5...3).d1= (2,5…3).35= 87,5...105 (mm) lấy l11= 90 (mm)
l12= 0,5(lm12+b01)+k3+hn= 0,5.(45+21)+15+15= 63 (mm) lấy l12= 60 (mm)
l13= l11+k1+k2+lm13+0,5.(b01- b13 .cos δ 1)
= 90+12+8+46+0,5.(21-70.cos11,92 0 )= 132,25 (mm) lấy l13= 130 (mm)
-Trên trục II:
l21= lm22+lm23+b02+3k1+2k2= 90+80+31+3.12+2.8= 253 (mm)
lấy l21= 250 (mm)
l22= 0,5.(lm22+b02)+ k1+ k2= 0,5(90+31)+ 12+ 8= 80,5 (mm) lấy l22= 80 (mm)
l23= l22+0,5(lm22+bw.cos δ 2)+ k1= 90+0,5.(90+70.cos78,08 0 )+12= 148,22 (mm)
lấy l 23 =150 (mm)
-Trên trục III:
l31= l21= 250 (mm)
l33= 0,5(lm33+b03)+ k1+k2=0,5.(100+ 37)+ 12+ 8= 88,5 (mm) lấy l33= 90 (mm)
l34= l22= 80 mm
4. Các lực tác dụng lên trục
- Lực do đai và Puli tác dụng lên trục Fđ = 4602,5 (N)
- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài là 250
→ Ta có

23


Đồ án chi tiết máy

→ Fyđ= Fđ.cos250= 4602,5.cos250= 4171,3 (N)
→ Fxđ= Fđ.sin250= 4602,5.sin250= 1945 (N)

- Lực do bộ truyền bánh răng côn tác dụng lên trục là:
2T

1
+ Ft13= Ft22= d =
m1

2.167026
= 3909,33 (N)
85,45

+ Fr13= Fa22= Ft11.tg α cos δ 1= 3909,33.tg200.cos11,92 0 = 1392,2 (N)
+ Fa13= Fr22= Ft11.tg α .sin δ 1= 3909,33.tg20 0 .sin11,92 0 = 293,9 (N)
- Lực do bị truyền bánh răng trụ tác dụng lên trục là:
+ Ft23= Ft34=

2.635955
2T2
=
= 9355,7 (N)
dw1
135,95

tgα tw
tg 21,02 0
+ Fr23= Fr34= Ft23. cos β = 9355,7. cos 0 0 = 3595 (N)

- Lực vòng tác dụng lên khớp nối theo phương x là.
+ Ta có T3= 1804950 (Mmm)
d3= 74 (mm)
+ Tra bảng 15.10 ta được đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục
vòng đàn hồi D t = 125
T3

Fk=(0,2...0,3).2. D = (0,2...0,3).2.
t

1804950
= 5776...8664 lấy Fk= 7000 (N)
125

5. Vẽ biểu đồ mômem uốn Mx, My và mômem xoắn T
a. Trục I
- Sơ đồ lực

24


Đồ án chi tiết máy
l13
l12
Fxð

l11
Fy10

Fð

Fyð

z

0
x

y

Fx10

Fx11

Fy11

Fa13
Ft13

Fr13

Thông số:

l12 = 60 (mm); l11 = 90 (mm); l13 = 130 (mm)
F yđ = 4171,3(N); F xđ = 1945 (N); F t13 = 3909,33 (N); F r13 = 1392,2 (N);
F a13 = 293,9 (N)
Trong mặt phẳng ( xoz) ta có hệ phương trình sau:

− Fxđ − Fx10 − Fx11 + Ft13 = 0
∑ Fx = 0
⇔



− Fxđ .l12 − Fx11 .l11 + Ft13 .l13 = 0
∑ M ( y, o) = 0
 Fx10 + Fx11 = Ft13 − Fxđ = 3909,33 − 1945 = 1964,33

⇔
Ft13 .l13 − Fxđ .l12 3909,33.130 − 1945.60
F
=
=
= 4350,14
x
11

l
90
11

 Fx10 = −2385,81
⇒
(N )
 Fx11 = 4350,14

Vậy Fx10 đã ngược chiều đã chọn so với hình vẽ
- trong măt phẳng (ZOY) ta có hệ phương trình sau

25