2 trịnh huy điệp

Lời nói đầu
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm
một vai tròn quan trọng.
Thiết kế ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY là một môn học sơ bản của ngành
cơ khí .môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ
thể hơn , thực tế hơn với những kiến thức đã được học , mà còn là cơ sở
rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này.
Đề tài được giao là thiết kế hệ dẫn đông băng tải gồm có hộp giảm
tốc hai cấp bánh răng trụ, răng thẳng và bộ truyền đai.
Do lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy cùng với sự
hiểu biết còn hạn chế, nên không thể tránh khỏi những sai sót . kính
mong được sự hướng hẫn và chỉ bảo tận tình của thầy VŨ THẾ
TRUYỀN và các thầy trong bộ môn.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn , đặc
biệt là thầy VŨ THẾ TRUYỀN đã trực tiếp hướng dẫn chỉ bảo tận tình
để em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Thái nguyên , Ngày 21 tháng 11 năm 2016
Sinh viên
Trịnh Huy Điệp

MỤC LỤC
1


2


Chương 1 : Tính chọn động cơ và phân chia tỷ số truyền :
1.1, Tính chọn động cơ :
1.1.1 Công suất yêu cầu động cơ :
Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

=

(1)

Trong đó : – công suất cần thiết trên trục động cơ , kW
– công suất tính toán trên trục công tác , kW
– hiệu suất truyền động
Do tải trọng thay đổi:
==

(2)

Trong đó : = = = 3,8
Thay số liệu vào (2 ) ta tính được :
= = 3,41 ( KW )
Theo công thức (1 ) ta có :
= =
Thay số liệu và tra bảng 2.3 trị số hiệu suất của các bộ truyền và ổ :
+ Bộ truyền bánh răng trụ : = 0,97
+ Bộ truyền xích : : = 0,96
+ Một cặp ổ lăn : = 0,99
+ Khớp nối : = 0,99
Hay :
= = 4,14 ( KW )

3


1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ
Số vòng quay của trục máy công tác đĩa xích tải là

= = = 24 ( vòng / phút )
Số vòng quay sơ bộ của động cơ :
= . = ..
Tra bảng 2.4 tỷ số truyền dung cho các bộ truyền trong hệ ta được :
= . . = 24 .3 . 20 = 1440 (vòng / phút )
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : = 1500 ( vòng / phút )
Theo bảng P1.3 Phụ lục với:
= 0,5 kW và = 1500 ( vòng / phút ) dùng kiểu động cơ :
Kiểu động
cơ

Công suất
KW

Vận tốc
quay vòng/
phút

Cos

4A112M

5,5

1425

0,85

2,2

1.2 . Phân chia tỷ số truyền :
1.2.1 , Tỷ số truyền của hệ dẫn động tính theo công thức :
=
Trong đó :

(3)

- số vòng quay của động cơ đã chọn , vòng/ phút
- số vòng quay của trục máy công tác ,vòng /phút

Thay số liệu vào (3) ta được :
= = = 59,38

1.2.2 , Phân phối tỷ số truyền của hệ cho các bộ truyền :
4

2,0


= .
Trong đó: – tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc là tỷ số của bộ truyền
xích ( )
- tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Tra bảng 2.4 tỉ số truyền các bộ truyền : = = 3
Do đó ta tính được : = = = = 19,79
Mà ta có : = .
Trụ 2 cấp nên : = 0,7332 . = 5,01
Vậy : = .

=>

= = = 3,95

Tính lại giá trị của theo trong hộp giảm tốc :
=

= =3

Công suất làm việc trục : = = = = 3,8

1.2.3 . Công suất trên các trục :
= = = 3,99 ( kw )
= = = 4,15 ( kw )
= = = 4,19 ( kw )

1.2.4 . Số vòng quay trên các trục :
= = 1425 ( vòng / phút )
= = = 284,43 ( vòng / phút )
= = = 72 ( vòng / phút )
= = = 24 ( vòng / phút )

1.2.5 . Momen trên các trục :
= = = 28080,35 ( Nmm )
5


= = = ( Nmm )
= = = ( Nmm )
= = = ( Nmm )

Vậy ta có bảng kết quả sau :
Trục
Động cơ

I

II

III

5,5

4,15

3,99

3,8

Thông số
Công suất P,kw

Tỉ số truyền u

5,01

Số vòng quay n, v/p

1425

Momen xoắn T, Nmm

28080,35

3,95

284,43

3

72

24

Chương 2 : Tính Toán Thiết Kế Các Bộ Truyền
2.1 . Tính Toán Thiết kế bộ truyền Xích
2.1.1 .Chọn loại xích :
Để phù hợp với yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền như đã tính toán vận tốc không lớn
nên ta chọn loại xích con lăn

2.1.2 . Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích :
2.1.2.1 . Chọn số răng đĩa xích :
Tính số răng đĩa nhỏ : = 29 – 2 . = 29 – 2.3 = 23 ( răng )
6


Vậy số răng đĩa xích lớn : = . = 3 . 23= 69 ( răng )
< = 120
Tỉ số truyền thực của bộ truyền xích :
U=

= =3

2.1.2.2 : Xác định bước xích p :
Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề . Muốn vậy áp
suất trên mặt bản lề thỏa mãn điều kiện :
= []
Trong đó : – lực vòng
A – diện tích mặt tựa bản lề ( diện tích chiếu )
[ ] – áp suất cho phép

Điều kiện dảm bảo chi tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được cho theo công
thức :
= P .k. . [ P ]
Trong đó :
+ , [ P ] lần lượt là công suất tính toán ,công suất cho phép , kW
+ P – công suất cần truyền P = = 3,99 ( kW )
+ k – hệ số sử dụng
+ – hệ số số răng
+ – hệ số số vòng quay
+) Xác định hệ số răng theo :
=
7


Với : = 25 là số răng đĩa nhỏ ứng với các bước xích tiêu chuẩn xác định bằng thực
nghiệm
= 19 số răng đĩa nhọn chọn ở trên
= = = 1,09
+) Xác định hệ số số vòng quay
=

Với :
= 200 ( vòng / phút )
= = 72 ( vòng / phút )
= = = 2,78
+) Xác định hệ số sử dụng k theo công thức :
k= . ....
Trong đó các hệ số được tra trong bảng 5.6 :
= 1,25 – hệ số xét ảnh hưởng của vị trí bộ truyền .Đường tâm các đĩa xích làm với
phương nằm ngang một góc trên 60 ;
=1– hệ số xét khoảng cách trục và chiều dài xích . Chọn a = 40p ;
= 1 – hệ số xét đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích ;
= 0,8 – hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn, môi trường làm việc có bụi ,chất
lượng bôi trơn bình thường
= 1 – hệ số tải trọng ,xét đến tính chất tải trọng .Tải trọng va đập êm
= 1,45 – hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền . Làm việc 2 ca
Thay các hệ số xét đến tra được vào công thức trên ta có :
k = . . . . . = 1,25 . 1 . 1 . 0,8 . 1 . 1,45 = 1,45
Như vậy :
8


= P .k. . = 3,99 . 1,45 . 1,09 . 2,78 = 17,53
Theo bảng 5.5 với = 200 ( vòng / phút ) ,chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p
= 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn :
= 17,53( kW ) [ P ] = 19,3 ( kW )
đồng thời theo bảng 5.8 , p <
Vận tốc vòng của bộ truyền xích :
v = = = 0,88 ( m / s )

2.1.2.3 . Khoảng cách trục và số mắt xích :

Với tỉ số truyền = 3 chọn sơ bộ khoảng cách trục :
a = 40.p = 40 . 31,75 = 1270 ( mm )
Theo công thức 5.12 ta tính được số mắt xích x :
x= + + = ++
= 127,34
Lấy số mắt xích là chẵn = 127
Tính lại khoảng cách trục a theo mắt xích chẵn :
=1264,51
Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt
một lượng :
= ( 0,002 … 0,004 ) = ( 0,002 … 0,004 ) . 1264,51
= (2,53… 5,06 ) mm
Giảm đi một lượng = 4 mm
Vậy khoảng cách trục chính xác là : a = 1260,51 mm
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1giây :
9


i = = = 0,87 ( lần / s )
Theo bảng 5.9 số lần va đập cho phép [ i ] = 25 ( lần / s ) => Đảm bảo điều kiện i
[i]

2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền :
Bộ bền xích thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc và có thể
bị quá tải lớn khi mở máy . Do đó cần kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn :
s=

[ s ] (1)

Trong đó :

[ s ] hệ số an toàn cho phép , tri số tra bảng 5.10
Q – tải trọng phá hỏng , N , Theo bảng 5.2 ứng với xích con lăn 1 dãy có bước xích
p = 31,75 mm => Q = 88500 ( N )
– hệ số tải trọng động ; = 1 ( tải trọng va đập êm )
– lực vòng , N , = = = 4534,09 ( N )
– lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra , N , tính theo công thức :
= 9,81 . .q .a
+ – hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí truyền với giá trị thường dùng của
độ võng f = ( 0,01 … 0,02 ) a = ( 0,01 … 0,02 ) 1,26051lấy = 6
+ q – khối lượng 1 mắt xích ( theo bảng 5.2 ) ứng với xích con lăn 1 dãy có – bước
xích : p = 31,75 mm => q = 3,8 kg
+ a – là khoảng cách trục (m ) a = 1260,51 mm = 1,26 m
= 9,81 . .q .a = 9,81. 6 . 3,8 .1,26 = 281,82 ( N )
– lực căng do lực li tâm sinh ra , N , tính theo công thức :
= q . = 3,8 . = 2,94 ( N )
Thay các giá trị trên vào công thức ( 1) ta có :
10


s = = = 18,37 [ s ] = 7

2.1.4: Đường kính đĩa xích :
+) Đường kính vòng chia và ::
=

= = 13318,18 mm ;

lấy = 13318 mm

=

= = 39954 mm ; lấy = 39954 mm

+) Đường kính vòng đỉnh và :
= p. [ 0,5 + cotg . ) ] = 31,75 . [ 0,5 + cotg ) ] =115,50 mm
Lấy = 115 mm
= p. [ 0,5 + cotg . ) ] = 31,75 . [ 0,5 + cotg ) ] = 348,43 mm
Lấy = 348 mm
+) Đường kính vòng chân và :
= – 2r với r = 0,5025 . + 0,05 theo bảng 5.2 ta được : = 19,05 mm
r = 0,5025 . + 0,05 = 0,5025 . 19,05 + 0,05 = 9,622 (mm )
Do đó : = – 2r = 13318 – 2. 9,622 = 13298,76 ( mm )
Lấy =13298 mm
= – 2r = 39954 – 2.9,622 = 39934,76 ( mm )
Lấy = 39934 mm
* Kiểm nghiệm độ tiếp xúc của đĩa xích :
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện :
= 0,47 .

[]

Trong đó :
[ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép , Mpa , bảng 5.11
+ – hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào z ,
11


với = 23 => = 0,42
+ – hệ số phân bố không đều tải trọng . Do bộ truyền chỉ có 1 dãy
=1

+ – hệ số tải trọng động . = 1,2
+ – lực va đập trên m dãy xích , N , tính theo công thức :
= 13. . . = 13. . 72 . = 3( N )
+ E – Môđun đàn hồi : E = 2,1 . ( MPa )
+ A – diện tích chiếu của bản lề , m, ứng với p = 31,75 mm => A = 262 (m )
+ – lực vòng , N , = 4534,09( N )
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1:
= 0,47. =0,47 .
= 633,77 ( MPa )
= 633,77 ( MPa ) [ ] = 800
Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 210 sẽ đạt được ứng suất
tiếp cho phép [ ] = 600 MPa đảm bảo được độ bền cho đĩa xích 1
Kiểm nghiệp đồ bền của đĩa xích 2 :
= 0,47 .

[]

Trong đó : = 69 => = 0,2
= 13. . . = 13. . 24 . = 1( N )
Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2 :
= 0,47 . =0,47 .
= 437,25 ( MPa )
= 362,8 ( MPa ) [ ] = 600
12


Như vậy có thể dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng
suất cho phép

Kết luận : Với [ ] và [ ] suy ra Vậy cả hai đĩa xích đều thỏa mãn độ

bền tiếp xúc
2.1.5 - Xác định lực tác dụng lên trục :
Lực căng trên nhánh chủ động và trên nhánh bị động :
= +
= +
Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua và và lực tác dụng lên trục được tính theo
công thức :
= .
Trong đó : – hệ số kể đến trọng lượng xích , = 1,05 ,khi bộ truyền nghiêng một
góc trên 40 đường nằm ngang
– lực vòng , N , = 3096,8 ( N )
= . = 1,05 . 4534,09 = 4760,79( N )
Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng thông số của các bộ truyền xích con lăn:
Các đại lượng
Khoảng cách trục
Số răng đĩa chủ động
Số răng đĩa bị động
Tỉ số truyền
Số mắt xích dây xích
Đường kính vòng chia của đĩa xích

Thông số
a = 1260,51
=23
=69
=3
x = 127
Chủ động : =13318 mm
Bị động : =39954 mm
Chủ động : =115 mm

Bị động : =348 mm
Chủ động : =13298 mm
Bị động : =39934 mm
p = 31,75

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích
Đường kính vòng chân răng của đĩa
xích
Bước xích
13


2.2 . Thiết kế Bộ truyền bánh răng
2.2.1. Chọn vật liệu :
- Do công suất truyền tải không lớn lắm , không có yêu cầu gì đặc biết về vật liệu ,
để thống nhất trong thiết kế ở đây chọn vật liệu hai cấp như nhau cụ thể chọn thép
45 tôi cải thiện ,phôi rèn . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng , nên
nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 15 đơn vị
+ ( 10 … 15 ) HB
Bánh nhỏ :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 241 … 285 )
+ Giới hạn bền : = 850 MPa
+ Giới hạn chảy : = 580 MPa
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260
Bánh lớn :
+ Thép 45 tôi cải thiện
+ Đạt độ rắn HB = ( 192 … 240 )
+ Giới hạn bền : = 750 MPa
+ Giới hạn chảy : = 450 MPa

Chọn độ rắn của bánh lớn : = 250

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép :
Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] và ứng suất uốn cho phép [ ] được xác định bởi
công thức :
[] =

( 1)
14


[] =

( 2)

Trong đó : , lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng
với số chu kì cơ sở
, – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn
Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 … 350
= 2HB + 70
= 1,1
= 1,8 HB
= 1,75
Chọn độ rắn của bánh nhỏ : = 260 , độ rắn của bánh lớn : = 250
= 2 + 70 = 2 . 260 +70 = 590 MPa
= 2 + 70 = 2 . 250 +70 = 570 MPa
= 1,8 = 1,8 . 260 = 468 MPa
= 1,8 = 1,8 . 250 = 450 MPa
– hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , = 0,7
*Tính hệ số và – hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế

độ tải trọng của bộ truyền :
=
=
ở đây : , – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
= = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc :
= 30
15


= 30 = 30 . = 1,87 .
= 30 = 30 . = 1,7 .
– số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
= 4 . đối với tất cả các loại thép
, – số chu kì thay đổi ứng suất tương đương . Khi bộ truyền làm việc với tải trọng
thay đổi :
= 60c
=
= .=
do đó = 1
suy ra

do đó = 1

Như vậy theo (1 ) , sơ bộ xác định được :
[] =
[ ] = = 536,36
[ ] = = 518,18
Với bộ truyền bánh răng trụ thằng , ứng suất tiếp xúc cho phép [ ] là giá trị trung
bình của [ ] và [ ] nhưng không vượt quá 1,25 []

[ ] = = = 527,39 1,25 []
Kiểm tra sơ bộ ứng suất :
1,25 [] = 1,25 . 518,18 = 647, 73 MPa 527,39 => Thỏa mãn yêu cầu
Theo :
= 60c

16


=
= .=
Vì =

= 4 . do đó: = 1 và = 1

Như vậy theo (2 ) ,với bộ truyền quay 1 chiều =1 , sơ bộ xác định được :
[] =
[ ] = = 267,43 MPa
[ ] = = 257,14 MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
[ = 2,8 . = 2,8 . 580 = 1624 MPa
[ = 2,8 . = 2,8 . 450 = 1260 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 580 = 464 MPa
[ = 2,8 . = 0,8 . 450 = 360 MPa

2.2.3 . Xác định các thông số của bánh răng :
A, Xác định sơ bộ khoảng cách trục :
Theo công thức :
= .( .

(*)

+ – hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 với
cặp bánh răng ,răng thẳng thép – thép : = 49,5 MP
+ – momen xoắn trên trục bánh chủ động , Nmm
+ [ ] – ứng suất tiếp xúc cho phép , MPa
+ u – tỉ số truyền
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi
tính về tiếp xúc
17


+ , – các hệ số . Tra bảng 6.6 : = 0,3
= 0,53. (u +1 ) = 0,53 . 0,3 . ( 5,01 + 1 ) = 0,96
Tra bảng 6.7 với sơ đồ 6 : = 1,05
Thay các giá trị vào (*) ta được :
= .( .
= 49,5. ( 5,01 +1 ) . = 122,91mm
Lấy =123 mm
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ :
= .
+ - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng ,theo bảng 6.5 ta chọn : = 77
MP
= 77 . = 39,25 mm

2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp :
2.2.4.1. Xác định môđun :
m = ( 0,01 0,02 ) .
m = ( 0,01 0,02 ) . = ( 0,01 0,02 ) . 123 = ( 1,23 2,46 )
Để thống nhất trong thiết kế và dựa vào bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn là m =

2

2.2.4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh x :
Ta có góc nghiêng = 0 , số răng bánh nhỏ :
= = = 20,47
Lấy = 21
Số răng bánh lớn : = . = 21,5,01=105,21
18


Lấy = 105
Do đó tỉ số truyền thực tế : = = = 5
Khoảng cách trục thực tế :
= = = 126 mm

2.2.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện :
=. ..

]

Trong đó :
+ - là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp .Tra bảng 6.5 ta được
=274 MP
+ – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

=

(*)

+ – là góc nghiêng trên hình trụ cơ sở :

tg = cos . tg = 0 => = 0
+ Khoảng cách trục chia : a = 0,5 . m . = 0,5 . 2 . =94 mm
+ Theo TCVN 1065 – 71 , = 20 suy ra: = arctg = arctg = 20

+ = arcos ( ) = arcos ( ) = 45,48
Thay số liệu vào (*) ta có :

= = = 1,41
Ta có : – hệ số trùng khớp dọc ,tính theo công thức :
= =0
Với là chiều rộng vành răng :
= . = 0,3 . 126 = 37,80mm
19


– hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :
Do = 0 nên : =
= [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = [ 1,88 – 3,2 ( + ) ] cos = 1,70
= = 0,88
– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :
= . . (1 )
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng , tra bảng 6.7
ta được : = 1,05
+ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng, đồng thời ăn
khớp = 1
Vận tốc của vòng bánh nhỏ :
v = = = 2,93 ( m/s )
Với v = 2,93 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 cấp chính

xác 8 và v 5 m/s suy ra =1,09
Theo bảng (6.15 ) : = 0,006
Theo bảng (6.16) : = 56
= . .v . = 0,006 . 56 2,93 . = 4,94
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp :

=1+
Thay số liệu vào ta có :
= 1 + = 1,12
Theo (1 ) ta được : = . . = 1,05 .1 . 1,12 = 1,18
Thay các số liệu vào :

=. ..
20


= 274 . 1,41 . 0,88 . = 149,32 MPa
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Ta có với : v = 2,93 m/s 5 m/s , = 0,96 với cấp chính xác là động học là 8 , chọn
cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 , khi đó cần gia công đạt độ nhám = 2,5….
1,25m , do đó = 0,95 . Với d 700 mm , = 1
Với

[ ] = [ ] . . . = 527,39 .0,96 .0,95 . 1 = 480,97 MPa

= 322,07 MPa < [ ] = 480,97 MPa
Vậy hệ thống vẫn đảm bảo hoạt động tốt

2.2.6 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ,ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt

quá một giá trị cho phép :

=

[]
=

[]

Theo bảng 6.7 : = 1,1 , theo bảng 6.14 với v < 5 m/s và cấp chính xác là 8 , =
1,27
Theo công thức : = . . v .
Với : = 0,016 ( tra bảng 6.15 )
= 56

( tra bảng 6.16 )

Suy ra : = 0,016 . 56 2,93 . =13,18
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

= 1 + = 1 + =1,25
Do đó : = . = 1,1 . 1,27 . 1,25 = 1,75
Ta có :

= 1,70 => = = = 0,59
21


= 0

=>

= 1–

= 1

Số răng tương đương :
= = = 21
= = = 105
Theo bảng 6.18 ta được : = 4,00 , = 3,60
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 3 thì :
= 1 độ nhạy cảm của vật liệu đối với tập trung ứng suất
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng
= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] . . . = 267,43 . 1 . 1 . 1 = 267,43
[ ] = [ ] . . . = 257,14 . 1 . 1 . 1 = 257,14
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :

=

=
= 78,17 MPa [ ] = 267,43 MPa

= = = 70,35 MPa [ ] = 257,14 MPa
2.2.7 . Kiểm nghiệm răng về quá tải :
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải ( thí dụ lúc mở máy , hãm máy , … vv )
với hệ số quá tải :

=

Trong đó : là momen xoắn quá tải , T là monen danh nghĩa
Theo 6.48 với = = 2,2
= . = 149,32 . = 221,48 MPa < [ = 1260 MPa
22


Theo (6.49) :
= . =78,17. 2,2 = 171,97MPa < [ = 464 MPa
= . =70,35. 2,2 = 154,77 MPa < [ = 360 MPa
Vậy bánh răng đủ bền khi làm việc quá tải
+ Đường kính vòng chia :
= = 39,25 mm
= = .u = 39,25.5 = 196,25 mm
+ Đường kính đỉnh răng :
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 39,25 + 2 . ( 1 + 0 ) . 2 = 43,25 mm
= + 2 . ( 1 + - ) .m = 196,25 + 2 . ( 1 + 0 ) . 3 = 200,25 mm
+ Đường kính đáy răng :
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 39,25 – 2,5 . 2 = 34,25 mm
= – ( 2,5 – 2 . ) . m = 196,25 – 2,5. 2 = 191,25 m
Các thông số và kích thước của bộ truyền :
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng của răng

= 123 mm
m = 2 mm

= 37,80 mm
=5
= 21 , = 105
=0, =0
=0

Chương 3 : Tính Toán Thiết Kế Trục
3.1 . Chọn vật liệu :
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng thép 45 thường hóa
hoăc tôi cải thiện .
23


Thường hóa để chế tạo ta có các thông số sau :
Độ rắn HB = ( 170 …217 )
Giới hạn bền : = 600 MPa
Giới hạn chảy : = 340 MPa
3.2 . Tính toán thiết kế trục :
3.2.1 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng :
Bộ truyền bánh răng trụ :
= =

= = 1430,84 ( N) =

= = = = 1455,02 ( N) =
= = . tg = 1430,84 . tg 0 = 0 ( N )
3.2.2 . Xác định sơ bộ trục đường kính trục :
Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức
d

mm

Tra bảng 1.7 ta được : = 22 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn =19 mm
Với trục II ta có :

- ứng suất xoắn cho phép , MPa với vật liệu thép 45
= ( 14 … 20 ) MPa . Ta chọn = 20 MPa
= = 32,66 mm
Lấy = 35 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 21 mm
Với trục III :
24


= = 39,96 mm
Lấy =40 mm
Tra bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng của ổ lăn = 27 mm
3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực :
Xác định chiều dàu mayơ bánh đai,mayơ bánh răng trụ ,mayơ đĩa xích theo công
thức ( 10. 10)
= ( 1,2 … 1,5 ) . d
Với bánh răng 1 và động cơ ta có :
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 32 = ( 38,40 …48) mm
Lấy = 40 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 35 = ( 42… 52,50 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 35 = ( 42 … 52,50 ) mm
Lấy = 45 mm
= ( 1,2 … 1,5 ) . = ( 1,2 … 1,5 ) . 50 = ( 60 … 75 ) mm

Lấy = 70 mm
Chiều dài may ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi :
= ( 1,4 … 2,5 ) . = ( 1,4 … 2,5 ) . 50 = ( 70 …125) mm
Lấy = 100 mm
Trị số các khoảng cách :
Khoảng cách từ mặt cạnh từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp
hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :

25