LƯƠNG QUỐC QUÂN

LỜI NÓI ĐẦU
Hiện này trên thế giới ngành chế tạo máy đang rất phát triển và chiếm
một vai trò 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 côn 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 30 tháng 11 năm 2016
Sinh viên

Lương Quốc Quân

1


MỤC LỤC

2


CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ

TRUYỀN
1.1 Chọn động cơ điện
1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ
Pyc = Pct/
Trong đó pct là công suất trên một trục công tác
Pyc công suất trên trục động cơ
Pct = (F.v)/1000 = (8800.0,6)/1000 = 5,28 (kw)
Hiệu suất của bộ truyền
Ƞ = Ƞbr.Ƞol3.Ƞd.Ƞkn

(1)

Tra bảng 2.3 trang 19 ta được :
Hiệu suất của một cặp ổ lăn : Ƞol = 0,99
Hiệu suất bộ truyền bánh răng : Ƞbr = 0,98
Hiệu suất của bộ đai : Ƞd = 0,96
Hiệu suất của khớp nối : Ƞkn = 1
Thay số vào (1) ta có : Ƞ = 0,993 . 0,98 .0,96 . 1 = 0,91
Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :
Pyc = Pct/Ƞ = 5,28/0,91 = 5,8 kw
1.1.2 xác định số vòng quay của động cơ :
Trên trục công tác ta có :
( v/ph )
Ndc(sb) = nct.usb
Trong đó :
= uđ.uh
3


Theo bảng 2.4 ta được:

Tỷ số truyền bộ truyền đai: =4
Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng: =4 (hộp giảm tốc 1 cấp )
Usb = uđ.uh= 4.4 = 16



Số vòng quay trên trục động cơ
= = 35,8.16 = 572 (v/ph)
Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ
Chọn =750 (v/ph)
Chọn động cơ
Tra bảng P1.1 và P1.4 phụ lục tài liệu , chọn động cơ thỏa mãn:

Ta được động cơ với các thông số sau : Ký hiệu động cơ:

Kiểu động cơ
4A160S8Y3

Pdc (kw)
7,5

d (mm)
22

ndc (v/ph)
730

1.2 phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
Theo tính toán ở trên ta có:

ndc =730(v/p)
nct = 35,8(v/ph)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là :
uch = ndc /nct = 730 / 35,8 = 20,39
1.2.2 . phân phối tỷ số truyền cho hệ :
-

Xác định tỷ số truyền của hệ : uch = ndc /nct = 730 / 35,8 = 20,39
Phân phối tỷ số truyền : ut = uh . un
Chọn uđ theo tiêu chuẩn : uđ = 4
Ubr = uch/uđ = 20,39 / 4 = 5,09
Chọn ubr = 5
4


-

Phân phối tỷ số truyền như sau :
Uch = 20,39 ; uđ = 4
; ubr = 5

1.3.Tính các thông số trên các trục
1.3.1.Số vòng quay
Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 730 (vg/ph)
Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là: uđ = 4
- Trục I : n1 = ndc/uđ = 730/4 =182,5 (v/p)
- Trục II : n2 = n1/uh = 109,28/5 = 36,5 (v/p)
- Số vòng quay thực của trục công tác là :
nct = nII / ukn = 36,5 / 1 =36,5 (v/p)
1.3.2.Công suất

Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là:
Pct = 5,28( KW )
Công suất trên trục II là :
PII = pct / (ηol. ηkn ) =5,28 /( 0,99.1) =5,33 kw
Công suất trên trục I là :
PI = PII / ( ηol.ηbr )= 5,33 / ( 0,96.0,98) = 5,49 kw
Công suất thực của động cơ là:
Pdc =P1 / ηđ. ηol = 5,49 / (0,96.0,99) = 5,77 kw
1.3.3.Mômen xoắn trên các trục
Mômen xoắn trên trục I là :
T1 = 9,55. 106 . ( pI / ηI )
= 9,55.106 .(5,49/182,5) = 2,87.105
Mômen xoắn trên trục II là :
TII = = 9,55. 106 . ( pII / ηII ) = 9,55.106.( 5,33/36,5) =1,39.106
Mômen xoắn trên trục công tác là:
Tct = 9,55. 106 . ( pct / ηct) = 9,55.106. (5,28/36,5) = 1,38.106
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
T = 9,55. 106 . ( pdc / ηdc) = 9,55.106. (5,77/730) =7,54 . 104
5


1.3.4 Bảng thông số động học
Thông
Động Cơ I
số/Trục
U

Ud =4

II

(Công tác)
Ubr=5

n(v/ph)

730

182,5

36,5

P(KW)

5,77

5,49

5,33

T(N.mm)

7,54.104

2,87.105

1,39.106

CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt:
Thông số yêu cầu:

Công suất trên trục chủ động: P = Pdc =5,77 (kw )
Mô men xoắn trên trục chủ động: T1 = Tdc =7,54.104 (N.mm )
Số vòng quay trên trục chủ động: n1 = ndc =730 (v/p )
Tỉ số truyền bộ truyền đai: u = ud = 4
Góc nghiêng bộ truyền ngoài: β = 70
2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai.
Chọn đai vải cao su.
6


2.2.Chọn đường kính hai đai
Đường kính bánh đai nhỏ được xác định theo công thức thực nghiệm sau :
d1 = (5,2…6,4).1 d1 = 5,2. 4= 219…270 chọn d = 224 mm
đường kính đai lớn :
d2 = d1u(1-ε) d2 = 224.4.(1- 0.015) = 882 mm
lấy số tiêu chuẩn d2 = 900 mm
Vận tốc v = max
Tỉ số truyền thực tế
ut=d2/d1 = 900/
Sai lệch tỉ số truyền
u = (ut – u)/u = ((4,05-4)/4).100% = 0,0125%
Theo (4.3) :
a =( 1,5...2.)( d2 + d1 ) = 1,5…2( 882+224) = 1659 …2212
chọn a = 1800
-

theo 4.4
l= 2.1800 + 0,5.∏( 882+224) + (224 - 882)2/(4.1800) = 5396 mm
Dựa vào bảng 4.13(59) B ta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn L=5400
(mm )

-

số vòng chạy của đai trong 1s
i= v/l = 8,55/5400 = 0,00158 (1/s) imax=3…5 (1/s)
7


suy ra thỏa mãn
-

theo (4.7) :
1

= 180 - (d2-d1 )57/a = 159

min

= 150

8


2.3 Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai

Diện tích đai :
A = bδ = (Ft.Kd)/ f
Trong đó :

Ft : lực vòng

Ft =1000.p / v = 1000.5,77 / 8,55 = 674,8 N

Kd : hệ số tải trọng động. Tra bảng 4.7 ta được : Kd =1

δ : chiều dày đai được xác định theo δ/d1 tra bảng 4.8 với loại đai vải cao
su ta chọn

(δ/d1 )max = 1/40

Do vậy :

δ ≤ d1.( δ/d1) = 224.1/40 = 5,6 mm

9


Tra bảng 4.1ta dùng loại đai -800 và -820 không có lớp lót , chiều
dày đai δ = 5 (mm) với số lớp là 4
ứng suất cho phép :

=

0

C Cv C0

Với 0 = k1-(k2 d1)

Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang , điều chỉnh định kỳ lực căng chọn 0 = 1,8

MPa theo bảng 4.9 ,k1 = 2,5 , k2= 10 , do đó

0

= k1-k2 d1 = 2,5 – 10.5/224 = 2,27 MPa

Cα: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1
Cα = 1- 0,03 (180 -α1 ) = 0,937

CV : hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bán của đai trên bánh đai Cv =
0,95 ( bảng 4.11)

C0 : hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra bảng
4.12 với góc nghiêng của bộ truyền 60 < β ≤ 80 ta được C0 =0,9
Do vậy :
=

0

C Cv C0 = 2,27.0,937.0,95.0,9 = 1,81 Mpa

Chiều rộng đai :
b = Ft Kđ /( ) = 674,81.1 / (1,81.5) = 74
10


chiều rộng bánh đai B :
tra bảng 4.1 với b = 74 , tra bảng 20.16 ta có B = 80 mm
2.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục :
Theo 4.12 ta có lực căng ban đầu :

F0 = 0 b = 5 . 1,81 . 74 =669,7 N
Theo 4.13 lực tác dụng lên trục :
Fr = 2 F0sin (1 /2 ) = 2. 669,7 . sin (159/2) =1316,97 N
2.5 Bảng thông số
Thông số

11

Ký hiệu

Giá trị

Loại đai

Ƃ800

Đường kính bánh đai nhỏ

d1

224(mm)

Đường kính bánh đai lớn

d2

882(mm)

Chiều rộng đai

b

74(mm)


Chiều dày đai
Chiều rộng bánh đai
Chiều dài đai
Khoảng cách trục

δ

5(mm)

B

80 (mm)

L

5400(mm)

a

1800(mm)

Góc ôm bánh đai nhỏ

12

70

Lực căng ban đầu

F0

669,7(N)

Lực tác dụng lên trục

Fr

1316,97
(N)


CHƯƠNG III : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số đầu vào:
P=PI= 5,49 (KW)
T1=TI= 2,87.105 (N.mm)
n1=nI= 182,5 (v/ph)
u=ubr=5
Lh=20000 (h)
3.1 Chọn vật liệu bánh răng
Tra bảng 6.1 , ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: Thường hóa
• Độ rắn: HB :170 ÷ 217 Ta chọn HB2=180

• Giới hạn bền σb2=600 (MPa)
• Giới hạn chảy σch2=340 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
• Nhãn hiệu thép: 45
• Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
• Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 230
• Giới hạn bền σb1=750 (MPa)
• Giới hạn chảy σch1=450 (MPa)
3.2 Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
[H ] = (σ0Hlim / sh ) ZRZvKxHKHL
[F ] = (σ0Flim / sF ) YRYsKxFKFLKFL
13


trong đó:
Chọn sơ bộ:
ZRZvKxH =1
YRYsKxF =1
SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng
6.2 với:
¬ Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
¬ Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
σ0Hlim, σ0Flim - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
σ0Hlim = 2HB + 70
σ0Flim = 1,8HB
=>
Bánh chủ động:
σ0Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.230 + 70 = 530
σ0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.230= 414

Bánh bị động :
σ0Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.180 +70 = 430
σ0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.180 =324

KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ
tải trọng của bộ truyền:
KHL =
KFL =

14


mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh
răng có HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng
suất uốn:
NHO = 30 HHB2,4
NFO = 4.106
Ta có :
NHO1 = 30 HHB12,4 = 30. 2302,4 = 1,39.107
NHO2 = 30 HHB22,4 = 30.180 2,4 = 7,76.106
NFO1 = NFO2 = 4.106
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải
trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng


NHE1 = NFE1 = 60.c.n1. t∑ = 60.1.182,5.20000 = 219.106

NHE2 = NFE2 = 60.c.n2. t∑
= 60.c.(n1/u). t∑ = 60.1.(182,5/5).20000 = 438.106
Ta có:
NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1 = NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2 = NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có :
[H1 ] = (σ0Hlim1 / sh1 ) ZRZvKxHKHL = (530/1,1 ).1.1=481,82 MPa

15


[H2 ] = (σ0Hlim2 / sh2 ) ZRZvKxHKHL = (430/1,1 ).1.1= 390,91 MPa
[F1 ] = (σ0Flim1 / sF1 ) YRYsKxFKFLKFL = (414/1,75 ).1.1 = 236 MPa
[F2 ] = (σ0Flim2 / sF2 ) YRYsKxFKFLKFL = (324/1,75 ).1.1 = 185,14 MPa
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên
ta chọn [H ] = 436,365 MPa
b. Ứng suất cho phép khi quá tải :
[H ]max = 2,8max (σch1, σch2 ) = 2,8.340 = 952 MPa
[F1 ]max = 0,8σch1 = 0,8.450 = 360 MPa
[F2 ]max = 0,8σch2 = 0,8.340 =272 MPa
3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
aw = ka (u + 1)(T1.KHB)/ ( [σH] 2.u.ψbd))
Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng
6.5 B => Ka= 49,5 MPa
T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 2,87.105 (N.mm)
[σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 436,365 (MPa)
u – Tỷ số truyền: u = 5

ψba ψbd – Hệ số chiều rộng vành răng :
Tra bảng 6.6 với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được ψ ba = 0,3
ψbd = 0,5 ψba (u+1) = 0,5 . 0,3 (5+1) = 0,9
KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng 6.7 với ψbd=0,9 và sơ đồ bố trí là sơ
đồ 6 ta được:
KHβ = 1,05
KFβ = 1,1

16


Do vậy aw = 209,65 mm ; chọn aw = 210 mm

3.4 Xác định các thông số ăn khớp
a. Mô đun pháp
m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).210 = 2,1 …4,2 (mm)
Tra bảng 6.8 chọn m theo tiêu chuẩn: m = 4 (mm).
b. Xác định số răng
bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , ta có góc nghiêng = 0

ta có số răng bánh nhỏ:
z1 = 2aw / = (2.210)/(4.(5+1)) = 17,5 lấy z1 = 17
số răng bánh lớn :
z2 = uz1 = 5.17 = 85
tổng số răng zt = 102
Tính lại khoảng cách trục aw = mzt / 2 = 4.102/2 = 204
Do đó tỷ số truyền thực tế Utt = Ubr = 5

+) Chiều rộng bánh răng : bw = . ψ ba . aw = 0,3.204 = 61,2 , lấy bw = 61

3.5 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc :
σ H = z M . z H . zε .

2.T1.K H .( u + 1)
bw .u.d w21

Trong đó : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:
17


Theo bảng 6.5 ,ZM = 274

MPa 1 / 3

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :
zH =

2 cos β b
sin 2a wt

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb:
tg β b = cos α t .tg β = cos 20.tg 0 = 0.

Với

α t = α tw = arctg (tg α / cos β ) = arctg (tg 20 / cos 0) = 20

α

Trong đó: góc prôfin gốc = 20; góc prôfin răng
⇒

zH =

αt

; góc ăn khớp

2 cos 0
= 1,764
sin 2.20

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

zε

Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :
εβ =

bw . sin β 61. sin 0
=
=0
m.π
4.3,14

Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:

1 1 
1

1 

ε α = 1,88 − 3,2( + ). cos β = 1,88 − 3,2( + ) cos 0 = 1,65
z1 z 2 
17 85 



⇒

18

zε =

4 − εα
=
3

4 − 1,65
= 0,78
3

α tw


d w1 =

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
v=

Vận tốc vòng
chính xác 9.

2a w
2.204
=
= 168mm
(u h + 1) (5 + 1)

π .d w1 .n1 3,14.168.182 ,5
=
= 1,604m / s ⇒
60000
60000

Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc:

K H = K Hβ K Hα K Hv

.

Theo bảng 6.13 dùng cấp

.Với

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về
tiếp xúc:KHβ
ψ bd = 0,9

Theo bảng 6.7 do

,bằng phương pháp nội suy:KHβ= 1,05

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khướp
khi tính về tiếp xúc:
theo bảng 6.14 Với cấp chính xác là 9 và

v < 2,5 ⇒ K Hα = 1,13

Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc:
K Hv = 1 +

v H .bw .d w1
2.T1 .K Hβ .K Hα

v H = δ H .g 0 .v.

Với

aw
204
= 0,06.82 .1,604.
= 50,4
u
5

Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp
δH

theo bảng 6.15

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2

19


g0

theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK

⇒
→

Khv = 1 + (50,4.61.68/2.2,87.105.1,05.1,13) = 1,3
Kh = 1,122.1,05.1,3 = 1,53

Vậy
σ H = z M . z H . zε .

2.T1.K H .( u + 1)
bw .u.d w21

= 294,95
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[H ] = [H ]ZVZRKxH
Với v = 0,95 < 5 m/s , zv =1 với cấp chính xác dộng học là 9 ,chọn cấp chính xác
về mức tiếp xúc là 8 , khi đó gia công cần đạt độ nhám Ra = 2,5 …1,5m , do đó ZR
= 0,95 , với da < 700mm , KxH = 1
[H ] = 436,365. 1.0,95.1 = 414,55
Như vậy

H

< [H ] => thỏa mãn

3.6 kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
F1 = 2T1KFYF1 (bwdw1m)
Theo bảng 6.7 = 1,1 , theo bảng 6.14 với v < 2,5 m/s và cấp chính xác 9 =
1,05 , theo 6.47
= gov = 0,016.73.1,604. = 11,9
Trong đó theo bảng 6.15 , theo bảng 6.16 , go = 73 . do đó theo 6.46 :
+ – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
= 1 + = 1 + 1,14
20


Do đó : = . = 1,1.1,37.1,14 = 1,71
Ta có : = 1,65 => = = = 0,6
= 0

=> = 1 – = 1

Số răng tương đương :
= = = 17
= = = 85
Theo bảng 6.18 ta được : = 4,26, = 3,61
Với hệ số dịch chỉnh = = 0
Với m = 4 thì :
= 0,98
= 1 độ nhám bề mặt lượn chân răng

= 1 ( < 400 )
Do đó : [ ] = [ ] . . . = 236.0,98.1.1 = 231,28
[ ] = [ ] . . . = 185,14.0,98.1.1 = 181,43
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức :
= = MPa [ ]=231,28MPa
= = = 51,86 MPa [ ] = 181,43 MPa
3.7 kiểm nghiệm răng về quá tải :
Theo 4.8 với Kqt = Tmax/T = 2,2
H1max

= H = 294,95. = 437,48 < [H ]max = 952

F1max

= F1 Kqt = 61,2.2,2 =134,64 < [F1 ]max = 360

F2max

= F2 Kqt = 51,86.2,2 = 114,09 < [F2 ]max = 272

21


3.8 các thong số hình học cơ bản cho bộ truyền
Đường kính vòng chia :
m.Z 1 4.17
=
= 68mm
cos β
1

m.Z 2 4.85
d2 =
=
= 340mm
cos β
1
d1 =

Đường kính đỉnh răng :
d a1 = d1 + 2.(1 + x1 + ∆y )

d a 2 = d 2 + 2.(1 + x 2 + ∆y )

y=

Hệ số dịch chỉnh tâm :

aw
204
− 0,5.( z1 + z 2 ) =
− 0,5.(17 + 85 ) = 0 ⇒
m
4

ky =


Hệ số :

1000 y

= 0 ⇒ k x = 0 ⇒ ∆y = 0
zt

d a1 = 68 + 2.(1 + 0 + 0 ) = 70mm

⇒ d a 2 = 340 + 2.(1 + 0 + 0) = 342mm

Đường kính đáy răng :
d f 1 = d1 − ( 2,5 − 2.x1 ) m = 68 − ( 2,5 − 2.0 ) 4 = 78mm

d f 2 = d 2 − ( 2,5 − 2.x 2 ) m = 340 − ( 2,5 − 2.0) 4 = 330mm

Đường kính lăn :
2.a w
2.204
=
= 68mm
( u + 1) ( 5 + 1)
= d w1 .u = 68.5 = 340mm

d w1 =
d w2

22


3.8 các thông số của bộ truyền :

Khoảng cách trục

aw = 204

Mô đun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉnh

m=4
bw = 61
um = 5
=0
z1 = 17 , z2 = 85
x1=0 , x2 = 0

CHƯƠNG IV : THIẾT KẾ TRỤC - Ổ LĂN
- Chọn vật liệu : Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình thường dùng
thép 45 thường hóa hoăc tôi cải thiện .
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
4,1 Tính sơ bộ về đường kính trục
Theo công thức 10.9 ta có :
Trong đó : là momen xoắn Nmm
là ứng suất xoắn cho phép
Chọn = 40 Mpa
Đường khính trục sơ bộ là :
= 30mm

= 25

23

:

= 45 mm
= 35


4.2 Khoảng cách giữa các gỗi đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài may ơ bánh đai , may ơ bánh răng trục I :
= =(1,2 … 1,5)= (54 … 67,5 ). Chọn = 60 mm
Chiều dài mayo bánh răng và khớp nối trục II
= = (1,2 … 1,5) = (84 … 175 ). Chọn = 120mm
Chọn = 10, = 10, = 15, = 15
Xác định chiều dài các ổ
+ trục I
= - = -0,5. (- 72,5mm
= 0,5 ( = 62,5


= 2= 125

+trục II
= = 125mm ; = = 62,5
= - = -0,5( =- 107,5mm
4.3 Tính toán cụ thể
2.3.3.1 lực từ khớp nối tác dụng lên trục
= ( 0,2 – 0,3 )

= = 2.2,87.105 / 168 = 3416,66 N
= 1024 , = 2370,7
= 3416,66 tg20/ cos 0 = 1243,56 N
= =0
-

Thiết kế trục I

Theo phương x : = -( . 125 – . 88) = 0

24


= 2405( N )
Theo phương y :
= -( – .125+ . 88+ . 54) = 0
= 1899,60
= + - – =0
= 3026 ( N )
= – + =0
= 1011,66( N )

4.4 Tính toán thiết kế trục
4.4.1 Tính trục 1
Theo bản 10.5, chọn [ σ ] = 63
Tại tiết diện 1-1, lắp bánh răng
Moomen uốn
= =

= 1798924,091

Moomen tương đương
= = 2195958,87
= = = 70,37


Chọn = 42 mm

Tại tiết diện 1-2 lắp ổ lăn
Moomen tương đương
= = 1271081,723
= = = 58,65

25