Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

BỘ CÔNG THƯƠN
BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP
KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ

Đề tài:

THIẾT KẾ HỘP
GIẢM TỐC HAI CẤP
Giáo viên hướng dẫn : Đỗ Anh Tuấn
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Phú
Lớp

: ĐHCK4AND

Nam Định :20/10/2013
1
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ
khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy.
Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm
quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp giảm
tốc hai cấp( hộp khai triển) ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng
kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng,
song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được
sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để
sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc
biệt là thầy Đỗ Anh Tuấn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình.

Em xin chân thành cảm ơn !
Nam Định, ngày 20 tháng 10 năm 2013
Sinh viên: Nguyễn Văn Phú
2
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú

TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
.....................................................................................................................
....................................................................................................
Nam Định, ngày 20 thág 10 năm 2013

3
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( hộp khai triển )

I.

T
1
III

II

𝑇𝑚𝑚
𝑇1

2

𝑇2

Tmm = 1,8 T1
T2 = 0,7 T1

3

𝑡𝑚𝑚

t
𝑡1

𝑡𝑐𝑘

5

I

𝑡2

t1 = 3 giờ
t2 = 4,2 giờ
tck = 8 giờ

F

4

v

1, Động cơ

Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng:

2, Nối trục đàn hồi

5, Băng tải

Thẳng

II.

4, Bộ truyền đai

Các số liệu ban đầu:
1. Lực kéo băng tải:

Nghiêng

F = 12000 (N)
4

Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

2.
3.
4.
5.
6.
7.

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Vận tốc băng tải:
v = 0,52 (m/s)
Đường kính tang:
D = 340 mm
Thời hạn phục vụ:
lh = 14000 giờ
Số ca làm việc:
Số ca = 2
Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 300
Đặc tính làm việc:
Va đập êm.

Phần I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và
mômen xoắn trên trục.
1.1 Công suất cần thiết
Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (Kw)
Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (Kw)
η – hiệu suất chuyền động.
Ta có:

Pt =

 Pt =

12000.0,52
1000

Fv
1000

= 6,24(Kw)

Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: Pt = 6,24 (Kw)
Áp dụng công thức Pct =

Pt
η

với η = η1 . η22 . η43 . η4

Trong đó: η1 , η2 , η3 , η4 được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ
truyền và ổ.
η1 = 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai
η2 = 0,98 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
η3 = 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn

5
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

η4 = 1 – hiệu suất của khớp nối.
6,24

 Pct = 0,96.0,982.0,9954.1 = 7,05 (Kw).
Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 7,05 (Kw).
1.2 Tính số vòng quay trên trục của tang
Ta có số vòng quay trên trục của tang là:
nt =

60000.0,52
3,14.340

nt =

60.103 .v
𝜋.𝐷

= 29,22 (vòng/phút).

1.3 Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ
Tra bảng. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ
của động cơ là:
Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.id = 29,22.12.2 = 701 (vòng/phút)
Trong đó:

ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc
id – tỷ số truyền của đai thang.

ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 12; id = 2.
1.4 Chọn động cơ
Động cơ cần chọn ở chế độ làm việc dài, phụ tải không thay đổi nên động cơ phải
có Pdm ≥ Pct = 7,05 (Kw).
Theo bảng 2P1(TKCTM trang 322) ta chọn động cơ số hiệu AO2 - 52 - 6 có
thông số kỹ thuật sau:
+ Công suất định mức:
+ Tốc độ quay:

Pdm = 7,5 (Kw)

ndc = 970 (Vòng /phút)

1.5 Phân phối tỷ số truyền

6
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- Với động cơ đã chọn ta có: Pdm = 7,5 (Kw)
ndc = 970 (Vòng /phút)

Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ic =

𝑛𝑑𝑐
𝑛𝑡

=

970
29,22

= 33,19

Ta có ic = ihgt.id
Trong đó: ic – tỷ số truyền chung
ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc
id – tỷ số truyền của đai.
Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc

Ta tính được: inh.ich=

id = 2.

ic
33,19
=
= 16,6
2
id

Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn inh = 1,3.ich

Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc
ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc.
16,6



ich = √



inh =1,3.3,6 = 4,7

1,3

= 3,6

1.6 Công suất động cơ trên các trục
- Công suất động cơ trên trục I là:
PI = Pct.η1 . = 7,05. 0,96 = 6,768 (Kw)
- Công suất động cơ trên trục II là:

7
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú

TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

PII = PI.η2 . η3 = 6,768.0,98.0,99 = 6,566 (Kw)
- Công suất động cơ trên trục III là:
PIII = PII.η3 . η4 = 6,5661. 0,99.1 = 6,5 (Kw)
-Công suất động cơ trên trục IV là:
PIV = PIII = 6,5

(Kw)

1.7 Tốc độ quay trên các trục
- Tốc độ quay trên trục I là: n1 =

ndc

- Tốc độ quay trên trục II là: n2 =

id

=

n1

=

inh

- Tốc độ quay trên trục III là: n3 =

970

n2
ich

=

= 485 (vòng/phút)

2
485
4,7

= 103,2 (vòng/phút)

103,2

3,6

= 28,67 (vòng/phút).

- Tốc độ quay trên trục IV là: n3 = n4 = 28,67 (vòng/phút).
1.8 Xác định mômen xoắn trên các trục
- Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức:
Mdc = 9,55.106 .

Pct

ndc

7,05

= 9,55.106. 970 = 69409,8 (N.mm)

- Mômen xoắn trên trục I là:
M1 = 9,55.106 .

PI

n1

6,768

= 9,55.106. 485 = 132266 (N.mm)

- Mômen xoắn trên trục II là:
M2 = 9,55.106 .

PII
n2

6,566

= 9,55.106.103,2 = 607609 (N.mm)

-Mômen xoắn trên trục III là:

8

Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

M3 = 9,55.106 .

PIII
n3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

6,5

= 9,55.106.28,67 = 2165155 (N.mm)

- Mômen xoắn trên trục IV là:
M4 = M3 =2165155 (N.mm)
Ta có bảng thông số sau:

Trục
Động cơ

I

II

III

IV

7,05

6,84

6,64

6,38

6,38

Thông số
Công suất (Kw)
Tỉ số truyền i

2

4,7

3,6

1

Vận tốc vòng n
(vòng/phút)

970

485

103,2

28,67

28,67

Mômen (N.mm)

69409,8

132266

607609

2165155

2165155

PhầnII – Tính toán bộ truyền đai.
2.1 Chọn loại đai
Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và
bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục.
Do công suất động cơ Pct = 7,05 (Kw) và id = 2 < 10 và yêu cầu làm việc êm
nên ta hoàn toàn có thể chọn đai thang.

9
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Ta nên chọn đai làm làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm
việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt, có súc bền và tính đàn hồi cao. Đai
vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.
2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai
2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ D1
Từ công thức kiểm nghiện vận tốc:
Vd =

𝑛𝑑𝑐 .𝜋.𝐷1
60.1000

≤ Vmax = (30 ÷ 35) m/s

 D1 = ≤ 35.60.1000
= 689,5 (mm)
970.3,14
Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D1 = 140 mm

=> Vd =

970.3,14.140
60000

= 7,1 ( m/s) < Vmax = (30 ÷ 35) m/s

2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn D2
Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn:
D2 = id.D1.(1 – ε)
Trong đó: id – hệ số bộ truyền đai
ε - Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy ε = 0,02( trang 84 sách TKCTM )

 D2
Chọn:

= 2.140.(1 – 0,02) = 274,4 (mm)

D2 = 280 mm

Số vòng quay của trục bị dẫn:
n1′ = (1 – 0,02). 970.
Kiểm nghiệm △n =

|n1 −n′1 |
n1

140
280

= 475,3 (vòng/phút)

.100% =

|485−475,3|
485

. 100% = 2 (%)

Sai số △n ≤ 5%, nằm trong phạm vi cho phép.
10
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2.2.3. xác định tiết diện đai
Với đường kính đai nhỏ D1 = 140 , vận tốc đai Vd = 7,1 (m/s) và Pct = 7,05
(Kw) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại B với các thông số (bảng 5-11) sau:

Sơ đồ tiết diện đai
b

Kí hiệu

Kích thước tiết diện đai (mm)

at

11

A

13

y0

2,8

H

8

F (mm2)

81

y0
h
bt

2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A
Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2)

( với h là chiều cao tiết diện đai )
Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy.
Với: i = 2, chọn A = 1,2.D2 = 336 (mm)
2.4 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A
Theo công thức:
L = 2A +

= 2.336 +

3,14
2

π
2

(D1 + D2) +

(140 + 280) +

(D1 −D2 )2
4A

(140−280)2
4.336

= 1345,9 (mm)

11
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

Lại có u =

V𝑑
L

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

 umax = 10

Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 1320 (mm)
Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây
Theo CT (5-20):
u=

V𝑑

=

L

7,1
1320.10−3

= 5,4 (m/s) ≤ umax = 10 (m/s)

2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 1800 mm
Theo công thức (5-2) ta có:
A=

=

1
8

1
8

[2𝐿 − 𝜋(𝐷1 + 𝐷2 ) + √[2𝐿 − 𝜋(𝐷1 + 𝐷2 )]2 − 8(𝐷2 − 𝐷1 )2 ]

[2.1320 − 3,14(140 + 280) +

√[2.1320 − 3,14(140 + 280)]2 − 8(280 − 140)2 ]
A =322,7 (mm)
Kiểm tra điều kiện (5-19):
0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2)
0,55(140 + 280) + 8 ≤ 322,7 ≤ 2(140 + 280)
239 (mm) ≤ 322,7 (mm) ≤ 840 (mm)
Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:
Amin = A – 0,015L = 322,7 – 0,015.1320 = 312,91 (mm)
Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng:
Amax = A + 0,03L = 322,7 + 0,03.1320 = 372,3 (mm)

12
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2.6. Kiểm nghiệm góc ôm
Theo công thức (5-3) ta có :
α1 = 180o -

D2 −D1
A

. 570 = 1800 -

280−140
322,7

. 570 = 1550 > 1200 => Thỏa mãn

2.7. Xác định số đai cần thiết
Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh
đai.

Chọn ứng suất căng ban đầu σ0 =1,2 N/mm2 và theo chỉ số D1 tra bảng ta có
các hệ số:
[σp]0 = 1,7 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17)
Cα = 0,95 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm (bảng 5-18 )
Ct = 0,4 : hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6)
Cv = 1 : hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19)
F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11)
Vd = 7,1 (m/s) : Vận tốc đai
 Số đai cần thiết: Theo công thức (5-22) có :
Z≥

1000.N

1

. =

V.[σp ]0 ct cv c∝. F

1000.

.

1

7,1.1,7.0,4.1.0,95 81

= 2,6916

Lấy số đai : Z = 3

2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
-

Chiều rộng bánh đai:

Theo công thức (5-23): B = (Z - 1).t + 2.S
Theo bảng (10-3) có: t = 16 ; S = 10
 B = (3 – 1).16 + 2.10 = 52 (mm)
- Đường kính ngoài bánh đai:
Theo công thức (5-24):
+ Với bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2y0 = 140 + 2.2,8 = 145,6 (mm)
+ Vối bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2y0 = 280 + 2.2,8 = 285,6 (mm)
13
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
-

Lực căng ban đầu với mỗi đai:

Theo công thức (5-25) ta có : S0 = σ0 . F
Trong đó: σ0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu
F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai
 S0 = 1,2. 81 = 97,2
- Lực tác dụng lên trục:
∝1

Theo công thức (5-26): Rd ≈ 3.S0.Z sin(

2

)

Với : ∝1 = 1550 ; Z = 3
155

 Rd = 3. 97,2.3 sin(

2

) = 854 (N)

Bảng 2: các thông số bộ truyền đai
Giá trị
Thông số

Bánh đai nhỏ

Bánh đai lớn

Đường kính bánh đai

D1 = 140 (mm)

D2 = 280 (mm)

Đường kính ngoài bánh đai

Dn1 = 145,6 (mm)

Dn2 = 285,6 (mm)

Chiều rộng bánh đai

B = 52 (mm)

Số đai

Z = 3 đai

Chiều dài đai

L = 1320 (mm)

Khoảng cách trục

A =322,7 (mm)

14
Giáo viên hướng dẫn:

Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Góc ôm

∝1 = 1550

Lực tác dụng lên trục

Rd = 854 (N)

Phần III – Thiết kế bộ truyền bánh răng
3.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh
răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyền
bánh răng quay 2 chiều. Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chon độ
rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB. Chọn:
• Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thép
như sau: giả thiết đường kính phôi: 60 ÷ 90 chọn 90 mm
+ Giới hạn bền kéo: bk = 750 ÷850 N/mm2 chọn bk = 850 N/mm2
+ Giới hạn chảy: ch = 450 N/mm2
+ Độ rắn HB = 210 ÷ 240 ( chọn HB = 240)

• Bánh răng lớn thép 45 thường hoá. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số thép như
sau:
Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm
+ Giới hạn bền kéo: k = 600 N/mm2

15
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

+ Giới hạn chảy: ch = 300 N/mm2
+ Độ rắn HB = 170 ÷220 ( chọn HB = 210)
(Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc)
3.2 Xác địnhứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp
nhanh
Bánh răng chịu tải thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có:
Ntd = 60.u. Th.ni
Trong đó:

ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i
Th – thời gian làm việc của máy
u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1

- Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ:
Ntd1 = 60.u.Th.n1 = 60.1.14000.485 = 40,74.107
- Số chu kì làm việc của bánh răng lớn:
Ntd2 = 60.u.Th.n2 = 60.1.14000.103,2 = 8,6688.107
Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107
 Ntd1 > N0
 Ntd2 > N0
 Lại có: K’N =

6

No
, K”N =
N td

m

No
, chọn m = 6
N td

 Từ trên  K’N = K”N = 1
• Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
tx =Notx.K’N
16
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Theo bảng (3-9) ta có Notx = 2,6 HB
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
N1tx= 2,6.240 = 624 N/mm2
ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn:
N2tx = 2,6.210 = 546 N/mm2
• Xác định ứng suất uốn cho phép:
Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n  1,8 và hệ số tập trung ứng
suất chân răng K = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM)
• Đối với thép -1 = (0,4 ÷0,45)bk , chọn -1 = 0,45bk
• Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên:
u 

 1 .K " N
n.K 

Ứng suất uốn cho phép của
+ Bánh nhỏ:

u1 =

0,45.850.1
= 118 N/mm2

1,8.1,8

+ Bánh lớn:

u2 

0,45.600.1
= 83 N/mm2
1,8.1,8

3.3. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4

17
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: A = 0,3
2

 1,05.10 6 

K
3
 .
áp dụng công thức (3-9): Asb  i  1. 
  tx .i   A . .n2

Trong đó: i =

𝑛1
𝑛2

=

485
103.2

= 4,69 : tỉ số truyền

 = (1,15 ÷ 1,35) chọn  = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n2 = 111,7 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
N = 6,95 (Kw): công suất trên trục II
3

1,05.106 2

Asb  (4,34+1). √(

546.3

1,4.6,64

) . 0,3.1,2.103,2 = 266,56 (mm) chọn Asb = 270

3.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17)
:
V=

 .d1 .n1
60.1000



2. . Asb .n1
(m/s)
60.1000.i  1

Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:
V=

2.31,4.270.485
60.1000.(4,69+1)

= 2,40 (m/s)

Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9
3.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A
18
Giáo viên hướng dẫn:

Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd
Trong đó:

Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt =

K ttb  1
2

Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,4
𝑖+1

• 𝛹d = ΨA.

2

= 0,3.

4,69+1

2

= 0,85

• Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,05
 Ktt =

1,05+1
2

= 1,025

 K = 1,025.1,4 = 1,435
Áp dụng công thức:

A = Asb. 3

3 1,435
K
= 270. √
= 272,23 (mm)
1,4
K sb

Chọn A = 275 (mm)
3.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng
Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp:
• Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A
 m = (0,01 ÷ 0,02).275 = 2,75 ÷ 5,5
Theo bảng (3-1) chọn m = 3

19
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

• Tính số răng:
- Số răng bánh nhỏ: Z1 =

2. A
m.i  1

2.275

= 3.(4,69+1) =32,2 (răng)

 Chọn Z1 = 33 (răng)
- Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 33.4,69 = 154,77 (răng)
 Chọn Z2 = 155 ( răng)
• Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = A.A = 0,3.275 = 82,5 (mm)
- Chọn b1 = 83 (mm)
- Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷ 10
mm nên chọn b2 = 78 (mm)

3.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
19,1.10 6.K .
Theo công thức (3-3) có: u =
y.m 2 .Z .n.b

Trong đó : K = 1,42 : Hệ số tải trọng
N: Công suất của bộ truyền (kW)
y: Hệ số dạng răng
n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính
m: Mô đun
Ztd : Số răng tương đương trên bánh

20
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

b, u : Bề rộng và ứng suất tại chân răng
Theo bảng (3-18):
- Số răng tương đương của bánh răng nhỏ:
Ztd1 = Z1 = 33 (răng)
 Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,33

- Số răng tương đương của bánh lớn:
Ztd2 = 155 (răng)
 Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517
• Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là:
u1 =

19,1.106 .1,435.6,84
0,33.32 .33.485.83

= 47,5 (N/mm2)

Ta thấy u1  u1 = 118 (N/mm2)  thoả mãn
• ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là:
u2 = u1.

0,33
y1
= 47,5.
= 30,3 (N/mm2)
y2
0,517

Ta thấy u2  u2 = 83 (N/mm2)  thoả mãn
3.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột
• Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43)
+ Bánh răng nhỏ
21
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

txqt1 = 2,5.Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2)
+ Bánh răng lớn
txqt2 = 2,5.Notx2 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2)
txqt

Với:

1,05.10 6
=
A.i

i  13 .K .N
b.n 2

=

1,05.106
275.4,69

√

(4,69+1)3 .1,435.6,84
75.103,2

=

393,5(N/mm2)
 ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh
răng lớn
• Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ
uqt1 = 0,8.ch = 0,8.450 = 360 (N/mm2)
6

19,1.10 .1,435.6,84
19,1.10 6.K .
uqt1 =
=
= 47,5(N/mm2)
0,33.32 .33.485.83
y.m 2 .Z .n.b

uqt1 uqt1  thoả mãn
+ Bánh răng lớn
uqt2 = 0,8. ch = 0,8.300 = 240 (N/mm2)
uqt2 = u1.

0,33
y1
= 47,5.
= 30,3 (N/mm2)

y2
0,517

 uqt2  uqt2 Thoả mãn

22
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

3.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
• Mô đun pháp tuyến

mn = 3

• Số răng

Z1 = 33 răng;

• Góc ăn khớp

o = 20o

• Chiều rộng răng

b1 = 83 (mm)

Z2 = 155 răng

b2 = 75 (mm)
• Đường kính vòng chia

dc1 = m.z1 = 3.33 = 99 (mm)
dc2 = m.z2 = 3.155 = 465 (mm)

• Khoảng cách trục

A=

• Chiều cao răng
• Độ hở hướng tâm

99+465
d c1  d c 2
=
= 282 (mm)
2
2

h = 2,25.mn = 2,25.3 = 6,75 (mm)
c = 0,25.mn = 0,25.3 = 0,75 (mm)

• Đường kính vòng đỉnh răng:
De1 = dc1 + 2.mn = 99 + 2.3 = 105 (mm)
De2 = dc2 + 2.mn = 465 + 2.3 = 471 (mm)
• Đường kính vòng chân răng:
Di1 = dc1 – 2.mn - 2.c = 99 + 2.3 – 2.0,75 = 103,5 (mm)
Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 465 – 2.3 – 2.0,75 = 457,5 (mm)

23
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú


TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Bảng 3.1: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thông số

Giá trị
Bánh răng nhỏ

Bánh răng lớn

Số răng

Z1 = 33 răng

Z2 = 155 răng

Đường kính vòng chia

dc1 = 99 mm

đc2 = 465 mm

Đường kính vòng đỉnh răng

De1 = 105 mm

De2 = 471 mm

Đường kính vòng chân răng

Di1 = 103,5 mm

Di2 = 457,5 mm

Chiều rộng răng

b1 = 83 mm

b2 = 78 mm

Môđun

M=3

Khoảng cách trục

A = 282 mm

Chiều cao răng

h= 6,75 mm

Độ hở hướng tâm

c= 0,75 mm

Góc ăn khớp

o = 20o

3.10. Lực tác dụng lên trục
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0
Theo công thức (3-49) ta có:
+ Đối với bánh răng nhỏ :
24
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú

TRƯỜNG: ĐẠI HỌC KT-KT CÔNG NGHIỆP
KHOA: CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

2.9,55.106 .𝑁 2.9,55.106 .6,84
2.M x
- Lực vòng: P =
=
=
= 3904 (N)
𝑛.𝑑
485.69
d

- Lực hướng tâm Pr : Pr = P.tgo = 3904.tg20o = 1420,94 (N)
3.11. Tính khoảng cách trục A
- Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4
- chọn hệ số chiều rộng bánh răng: A = 0,3
2

 1,05.10 6 
K
 .
áp dụng công thức (3-9): Asb  i  1. 
  tx .i   A . .n2
3

Trong đó: i =

𝑛2
𝑛3

=

103,2
28,67

= 3,6 : tỉ số truyền

 = (1,15 ÷ 1,35) chọn  = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải
n2 = 103,2 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn
N = 6,38 (Kw): công suất trên trục III
3

1,05.106 2

Asb  (3,34+1). √(

624.3

1,4.6,38

) . 0,3.1,2.28,67 = 298,13 (mm) chọn Asb = 300 (mm)

3.12. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh
răng
Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17)
:
V=

 .d1 .n1
60.1000



2. . Asb .n1
(m/s)
60.1000.i  1

25
Giáo viên hướng dẫn:
Đỗ Anh Tuấn

Sinh viên thực hiện:
Nguyễn Văn Phú