ĐỀ TÀI Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Header Page 1 of 113.

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỀ TÀI

Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Giáo viên hướng dẫn

:

Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC
:HỒ TIẾN ĐẠT

Footer PageTrang:
1 of 113. - 1 -

10340421
10332341


Header Page 2 of 113.

MỤC LỤC
NỘI DUNG

TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN

2

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

2

II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

3

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

4

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

4

PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

8

II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH
8
II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM
13
PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

17

A. THIẾT KẾ TRỤC

17

B. CHỌN VÀ TÍNH THEN

29

PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

32

PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC

37

PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN
VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC

38

PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP
TRONG MỐI GHÉP
PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC
TÀI LIỆU THAM KHẢO

Footer PageTrang:
2 of 113. - 2 -

43
44
50


Header Page 3 of 113.

LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần
lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học
Chi Tiết Máy cũng vậy.
Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính
toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài
thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là
thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.
Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu
điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt
tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh
răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh
đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo
bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng .
Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công
việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên
quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính
lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý
thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô
tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn
tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.

Footer PageTrang:
3 of 113. - 3 -


Header Page 4 of 113.

1. Sơ đồ động:

Gồm:
1. Động cơ điện
2. Nối trục
3. Hộp giảm tốc
4. Bộ truyền xích
2. Số liệu ban đầu:
a. Công suất truyền trên trục công tác (P):

7,0

(kW).

b. Số vóng quay của trục công tác

(n):

55

(vòng/phút).

c. Số năm làm việc

(a):

6

(năm).

3. Đặc diểm của tải trọng:
Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều.

1. Ghi chú:
Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ.
A. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ:
1. Một bản thuyết minh về tính toán.
2. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0).

SVTH

:

GVHD

:

Footer PageTrang:
4 of 113. - 4 -


Header Page 5 of 113.

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
I.Chọn động cơ điện:
- Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: Pt =7 (kW).
- Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: Pct 

Pt



4 3
Với    nt. x ol br : hiệu suất truyền động.

- Qua số liệu tra bảng 2.13ta được:
:

 nt = 1

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn

:

 ol = 0,995

Hiệu suất 1 cặp bánh răng

:

 br =0.97

Hiệu suất bộ truyền xích

:

x

Hiệu suất khớp nối

=>   1.0,97.0,995 4 .0,97 3 = 0.89 => Pct 
- Ta cần chọn động cơ có Pđm

= 0.97

Pt





7
 7,865 (kW).
0,89

Pct = 7,865(kW).

- Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ K160M8 có: Pđm = 11(kW).
nđc = 1450 (vòng/phút).
II. Phân phối tỷ số truyền:
a. Tỷ số truyền: U =
Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ.

n : số vòng quay của trục công tác.
=> U = = 26,3
- Mặt khác ta có: U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux
Footer PageTrang:
5 of 113. - 5 -

=> Uh =


Header Page 6 of 113.

Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích.
Chọn ux = 2
=> U h 

U 26,3

 13,15.
Ux
2

Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc).
2

=> Uh =1,2 U c = 13,15 => Uc = 3,31. => Un = 13,15/ Uc = 3,97
b. Công suất trên các trục:
- Ta có: Pct = 7 (kW).
Trục III : PIII 
Trục II : PII 
Trục I : PI 

Pct
7

 7,3(kW ).
 x .ol 0,95.0,99

PIII
7,3

 7.6(kW ).
br . ol 0,97.0,99

PII
7, 6

 7,9(kW ).
br .ol 0,97.0.99

c. Vòng quay trên các trục:
Trục3:

=

Trục 2: n2 =

.

=55.2=110

(vòng/phút).

. UC = 110.3,31 =364,1 (vòng/phút).

Trục 1: n1 = n2 . UN =364,1.3,97= 1445,5(vòng/phút).
Bảng số liệu:
Thông số
U

Động cơ
Unt = 1

I

II
Un = 3,97

III
Uc = 3,31

IV
Ux = 2

n(vòng/phút)

14500

1445,5

364,1

P(kW)

11

7,9

7,6

7,3

7

T (N.mm)

52193

52193

199341

633773

1215454

Với momen xoắn:
Footer PageTrang:
6 of 113. - 6 -

T(N.mm) =

.

110

55


Header Page 7 of 113.

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
I. Chọn loại xích:
Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ
bền mòn cao.
II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền:
- Theo bảng 5.4, với ux = 2 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ
z1 = 29 - 2 .ux = 25 > 19
=>Số răng của đĩa xích lớn:
z2 = ux.z1 = 25.2= 50 < zmax = 120.
- Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn
Trong đó:
+ kz = 25/z1 = 25/25= 1 : hệ số bánh răng.
Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/n3 = 200/110= 1,8 : hệ số số vòng quay.
+ Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
Trong đó:
K0 = 1,25 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so
với phương ngang >600).
Ka = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p).
Kđc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng 1 trong
2 đĩa xích).

Kbt = 1,5 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi
trơn đạt yêu cầu).
Kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ).
Kc = 1,12 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca).

=> k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7
+ P3 = 7,3 (kW) : công suất bộ truyền xích.

Footer PageTrang:
7 of 113. - 7 -


Header Page 8 of 113.

Như vậy:
Pt = 7,3.2,71,8.1 = 36,45 (kW).
Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích.
p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng
thời theo bảng 5.8, p < pmax
- Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm).
Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích:

2a z1  z 2 ( z 2  z1 ) 2 . p
x


p
2
4 2 .a
2.1016 (27  67) (67  27)2 .25,4

x


 128
25,4
2
4.3,142.1016

- Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức
a*  0, 25 p{ X c  0,5( Z 2  Z1 )  [ X c  0,5( Z 2  Z1 )]2  2[( Z 2  Z1 ) /  ]2 }
*
2
2
(5.13): a  0, 25.25, 4.{128  0,5(50  25)  [128  0,5(50  25)]  2[(50  25) / 3,14)] }

a*  1076(mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng:

a = 0,003.a* = 0,003.1076

3(mm) do đó a = 1076 – 3 = 1073 (mm)

- Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14)
i = z1.n3/(15.xc) =25.110/(15.128) = 1,43 < [i] = 30 ( bảng 5.9)
III. Kiểm nghiệm xích về độ bền:
- Theo công thức (5.15):

s

Q
k đ .Ft  F0  Fv

-Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6
kg.
Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng).

v

z1. p.n3 25.25, 4.110

 1,16(m / s )
60000
60000

Footer PageTrang:
8 of 113. - 8 -


Header Page 9 of 113.

 Ft 

1000.P3 1000.7,3

 4290( N ) : lực vòng trên trục.
v
1,16

Fv = q.v2 = 2,6.1,162 = 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra.

F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra.
Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc >
600)
=> F0 = 9,81.1.2,6.0,54 = 13,76 (N).
- Do đó:

s

56700
 18, 77
1, 7.4290  13, 76  3,5

- Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo
đủ bền.
IV. Đường kính đĩa xích:
- Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 :

d1 

p





25, 4
 205, 66(mm)
180
sin(
)

25



25, 4
 404,5(mm)
180
sin(
)
50

sin( )
z1

d2 

p
sin(


z2

)

da1 = p[0.5 + cotg(

Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/25) = 219,91 (mm).

da2 = p[0.5 + cotg(

Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/50) =422,03 (mm).

df1 = d1 – 2r = 205,66 – 2.0,83 = 217,13 (mm).
df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm).
Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm).
(xem bảng 5.2).
Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4.
-Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có:

 H  0,47 kr ( Ft .kđ .  Fvđ ) E / A.kd  [ H ]
Trong đó:

Footer PageTrang:
9 of 113. - 9 -


Header Page 10 of 113.

Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.
+ Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25
+ Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 50
Ft = 4290 (N) : lực vòng trên trục.
Kd = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy.
Kđ = 1,2 : hệ số tải trong động.
Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập trên m dãy xích.
Fvđ = 13.10-7.110.25,4 3.1 = 2,343 (N).
E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi.
A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12).
- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.
0, 42.(4290.1, 2  2,343).2,1.105

 H 1  0.47
= 519,15 (Mpa)
180.1

- Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

 H 2  0.47

0, 22.(4290.1, 2  2,343).2,1.105
= 175,08 ( Mpa).
180.1

-Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho
phép
[  H ] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng,
 H  [  H ] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện).

V. Xác định các lực tác dụng lên trục:
Theo (5.20), Fr = kx . Ft = 1.4290 = 4290 (N).
Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc >
600).

Footer PageTrang:
10 of 113. - 10 -


Header Page 11 of 113.

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP
GIẢM TỐC.

I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:
-Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 241  285, có  b1 = 850 MPa,  ch1 = 580 MPa.
Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn
HB = 192  240 , có  b 2 = 750 MPa,  ch 2 = 450 MPa.
II. Xác định ứng suất cho phép:
- Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180  350.

 0 H lim1  2 HB  70 : ứng suất tiếp cho phép.

 0 F lim  1,8HB : ứng suất uốn cho phép.
S H  1,1 : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

S F  1,75 : hệ số an toàn khi tính về uốn.
- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

 H lim1  2HB1  70  2.245  70  560 (MPa).

 0 F lim1  1,8.245  441 (MPa).
 H lim2  2HB2  70  2.230  70  530 (MPa).

 0 F lim2  1,8.230  414 (MPa).
2, 4
- Theo công thức (6.5) N HO  30.H HB , do đó

N HO1  30.2452, 4  1,6.10 7.
NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107.
Với N HO : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

- Theo công thức ( 6.7) ta có :
Footer PageTrang:
11 of 113. - 11 -


Header Page 12 of 113.

+ NHE = 60c  ( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
+ Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc
ở chế độ i của bánh răng đang xét.
+ NHE2 = 60c.n2/u2  ti  (Ti /Tmax)3 .ti /  ti
= 60.1.

225,23
.18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107.
2,22

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1.
- Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ.
- Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được:
[ H ] =

0
 Him

[  H ]1 =
[  H ]2 =

K HL
SH

0
 Him
1
0
 Him
2

560.1
K HL1
=
= 509 (MPa).
1,1
SH
530.1
K HL 2
=
= 481,8 (MPa).
1,1
SH

- Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12)
[ H ] =

[ H ]1  [ H ]2
=
2

509  481,8
= 495,4 (MPa).

2

- Với cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó
[  H ]’ = min([  H ]1 ; [  H ]2) = [  H ]2 = 481,8 (MPa).
- Theo công thức (6.7) :
NFE = 60c  (Ti/Tmax)6ni Ti
Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350.
225,23

6
6
7
=> NFE2 = 60.1. 2,22 .18000(1 .0,7 + 0,8 .0,3) =9,35.10 .

Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 :
Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1.
Tương tự KFL1 = 1.
- Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.

Footer PageTrang:
12 of 113. - 12 -


Header Page 13 of 113.
0
[  F 1 ] =  F lim1 .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa).

[  F 2 ] =  F0 lim 2 . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa).
- Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có
[  H ]max = 2,8  ch 2 = 2,8.450 = 1260 (MPa).

[  F 1 ]max = 0,8  ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa).
[  F 2 ]max = 0,8  ch 2 = 0,8.450 = 360 (MPa).
IV. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
TI' 

Vì phân đôi cấp chậm nên

TI
 26096.5( Nmm).
2

Pr

P a1
Pn

P'1

P'1

P1

1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw1  K a (un  1) 3

TI' .K H 

 H 

2

.un . ba

- Trong đó:
+ Ka = 43.
+ Ta có  ba = 0,3 =>  bd  0,5. ba (un  1)  0,5.0,3.(3,97  1)  0, 7455.
Tra bảng 6.7 ta được: KH  = 1,07;

aw1  43.(3,97  1) 3

Footer PageTrang:
13 of 113. - 13 -

KF  = 1,17 (ứng với sơ đồ 3).

26096,5.1, 07
 89,89(mm).
495, 42.3,97.0,3


Header Page 14 of 113.

- Lấy aw1 = 100 (mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp:
- Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). aw1 = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm).
- Theo bảng 6.8Chọn môđun pháp m =1,5.
0
- Chọn sơ bộ   35  cos   0,819.

- Theo công thức 6.31:
+ Số răng bánh nhỏ: Z1 

2.aw1.cos 
2.96.0,819

 21, 09
m(un  1) 1,5(3,97  1)

+ Số răng bánh lớn: Z2 = un.Z1 = 3,97.21 = 83,37

lấy Z1 = 21
lấy Z2 = 83.

- Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 3,95.
Khi đó: cos  

0
m( Z1  Z 2 ) 1,5(21  83)

 0, 78.    38,8 .
2aw1
2.100

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc.
 H  Z M .Z H .Z

2.TI' .K H (un  1)
bw .un .d w21

- Theo bảng 6.5, ZM = 274 (MPa)1/3.
- Theo (6.35)
tgβb = cosαt.tgβ
với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,78) = 250
=>

ZH 

tgβb = cos( 250 ).tg ( 38,80 ) => βb = 360

2cos b
2.cos(36)

 1, 45.
sin 2 tw
sin(2.25)

- Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW = ψba.
=>

aw1 = 0,3.100 = 30.

εβ = 0,3.100.sin(38,8)/(3,14.1,5) = 4,3. Do đó theo (6.38b):
εα = (1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/21 + 1/83)).0,78 = 1,32.

Footer PageTrang:
14 of 113. - 14 -

Header Page 15 of 113.

- Do εα > 1nên theo (6.38)

 Z 

1





1
 0,87.
1,32

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dW1 = 2aW1/(un + 1) =2.100/(3,95 + 1) = 40,4
(mm).
- Vận tốc vòng của bánh răng: v 

 .d w1.n1
60000



3,14.40, 4.1445,5
 3, 05(m / s ).
60000

- Với v = 3,05 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng

6.14 với cấp chính xác là 9 và v < 4 m/s, KHα = 1,13.
Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: g0 = 73,  H  0,002 ,

 F  0,006.

aw1
100
 0, 002.73.3, 05
 2, 24(m / s).
un
3,95

-Theo (6.42)  vH   H .g0 .v
- Do đó theo (6.41): K Hv  1 

vH .bw .d w1
2, 24.30.40, 4

1

 1,04.
2.TI' .K H  .K H
2.26096,5.1,07.1,13

- Theo công thức (6.39): K H  K H  .K H .K Hv  1, 07.1,13.1, 04  1, 26.
- Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được :

 H  Z M .Z H .Z

2.TI' .K H (un  1)

2.26096,5.1, 26(3,95  1)
 274.1, 45.0,87.
 408, 43( MP
2
bw .un .d w1
30.3,95.40, 42

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Theo (6.1) với v = 3,05 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 0,89, với cấp chính xác động học
là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt
Rz = 2,5...1,25 m => ZR = 0,95. Với da < 700 mm => KxH = 1, do đó theo (6.1)
và (6.1a) :  H    H .Z v .Z R .K xH  495,4.0,89.0,95.1  418,86(MPa).
Như vậy:  H  408, 43(MPa)   H   418,86( MPa) đạt yêu cầu.

4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
- Theo công thức (6.43) :  F 1 

Footer PageTrang:
15 of 113. - 15 -

2.TI' .K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m


Header Page 16 of 113.

+ Theo bảng 6.17 ta được: KF  = 1,17 (ứng với sơ đồ 3).
+ Theo bảng 6.14 với v < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9 => KHα = 1,13 và KFα =
1,37.
- Theo công thức (6.47) ta có:

aw1
100
 0, 006.73.1,56.
 3, 43
un
3,95

vF   F .g0 .v.

trong đó theo bảng 6.15,  F = 0,006 và theo bảng 6.16 được g 0 = 73.
- Theo công thức 6.46:

K Fv  1 

vF .bw1.d w1
4,7.30.40
 1
 1,06.
'
2.TI .K F  .K F
2.26096,5.1,17.1,37

- Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv = 1,17.1,37.1,06 = 1,7

1
1
Y



 0, 76.
- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 
  1,32
- Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: Y  1 
- Số răng tương đương:

0
140

 1

Zv1 

Z1
21

 44.
3
cos  0, 783

Zv 2 

Z2
83

 180.
cos3  0, 783

38,8
 0, 72.

140

- Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0.
- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6
-Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay);
KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :
[  F 1 ] = [  F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa).
Tương ứng [  F 2 ] = [  F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa).
- Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ
động  F 1 

2.26096,5.1, 7.0, 76.0, 72
 27,87 (MPa). < [  F 1 ] = 264,4 (MPa).
30.40..1,5

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

Footer PageTrang:
16 of 113. - 16 -


Header Page 17 of 113.

 F2 

 F 1 .YF 2
YF 1



80,85.3,6
 80,4( MPa)   F 2   248,3( MPa).
3,62

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt 

Tmax
 1.
T

- Ứng suất tiếp xúc cực đại:

 H max   H . K qt  408, 43( MPa)   H max   1260 ( MPa).
- Ứng suất uốn cực đại:  F 1max   F 1 .K qt  80,5( MPa)   F 1max   464 ( MPa).
 F 2 max   F 2 .K qt  80,4( MPa)   F 2 max   360 ( MPa).

6. Các thông số cơ bản của bộ truyền:
- Góc nghiêng răng:

  38,80.

- Khoảng cách trục:

aW1 = 100 (mm).

- Môđun:

m = 1,5 (mm)

- Chiều rộng vành răng:

bW = 30 (mm).

- Tỷ số truyền cấp nhanh:

Um = 3,95

- Số răng mỗi cặp bánh răng:

Z1 = 44.

Z2 = 180.

- Hệ số dịch chỉnh:

x1 = 0.

x2 = 0.

Theo các công thức bảng 6.11 ta tính được:
- Đường kính chia:

d1 = 31 (mm).

d2 = 115 (mm).

- Đường kính đỉnh răng:

da1 = 34 (mm).

da2 = 118 (mm).

- Đường kính đáy răng:

df1 = 27,25 (mm). df2 = 111,25 (mm).

Footer PageTrang:
17 of 113. - 17 -


Header Page 18 of 113.

III. Tính toán bộ truyền cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo (6.15a) :

Pr2
P1

P2
Pr1
aW2 = Ka( uc+ 1)

3

T2 .K H 
[ H ]2 uc . ba

- Trong đó :

+ ba : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng
6.6 chọn  ba = 0,3
+Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật
liệu của cặp bánh răng và loại răng.
 bd = 0,5. ba .(Uc+1) = 0,5.0,3.(3,31+1) = 0,6465.

+Tra bảng 6.7 suy ra KH  = 1,02 ( sơ đồ 7).
199341.1, 02

=> aW2 = 49,5(3,31+1) 3 481,82.3,31.0,3 = 209,35 (mm).
- Lấy aW2 = 200 (mm).
2. Xác định các thông số ăn khớp:
- Theo (6.17) mođun: m = (0,01  0,02)aW2 = (0,01  0,02).200 = 2
Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 3 (mm).
- Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19)
Z1 =

2.200
2 aw 2
=
= 30,9. Lấy Z1 = 30
m(u2  1)
3.(3,31  1)

Footer PageTrang:
18 of 113. - 18 -

 4 (mm).

Header Page 19 of 113.

- Số răng bánh lớn :
Z2 = U2.Z1 = 3,31 .30 = 99,3. Lấy Z2 = 100.
- Do đó : aW1 =

m( Z1  Z 2 ) 3(30  100)
=
= 185 (mm).
2
2

- Tỷ số truyền thực sẽ là: um =

Z 2 100
=
= 3,33.
Z1
30

Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

 H  Z M .Z H .Z

2.T2 .K H (uc  1)
  H 
2
bw .um .d w1

- Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3.
Trong đó:
+ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có:

ZH 

2. cos  b
sin 2 tw

+Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có :
αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan200/cos00) = 200.
Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200.
Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0.
2. cos 0

=> Z H  sin( 2.20) = 1,76.
+ Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0).
=> Z  

4  
3

Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ
= [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76.

Footer PageTrang:
19 of 113. - 19 -

Header Page 20 of 113.

=> Z  

4  1,75
 0,87
3

+ KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
KH = KHβ.KHα.KHv
*KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng, tra bảng 6.7
* K H = 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp. ( bánh răng thẳng)
*KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp.
K Hv  1 

vH .bw .d w1
2.T2 .K H  .K H

VH = δH.go.v. aw / um
δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp.
go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1
và 2.
Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng:
v

 .d w1.n1
60000

dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.
dW1 = 2aW/(uc+1) = 2.185/(3,33+1) = 85,45 (mm).
=> v 

3,14.85, 45.364,1
 1, 63 (m / s)
60000

Với v = 1,63 (m/s) theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8. Theo bảng
6.14
với cấp chính xác 9 và v < 2 (m/s).
=> VH = 0,006.56.4,22. 185 / 3,33 = 7,45.
+ Chiều rộng vành răng : bW =  ba .aW = 0,3.185 = 55,5 (mm).

7, 45.55,5.85, 45
=> KHv  1  2.199341.1, 02.1  1, 01

Footer PageTrang:
20 of 113. - 20 -


Header Page 21 of 113.

=> K H  K H  .K H .K Hv  1, 02.1.1, 01  1, 03.

 H  Z M .Z H .Z

2.T2 .K H (uc  1)
2.199341.1,03.(3,33  1)


274.1,76.0,87.
 432,15
bw .um .d w21
55,5.3,33.85, 452

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
v = 1,63 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 .

+ Theo (6.1) :

Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.
+ Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra =
2,5...1,25 m .
+ Do đó: ZR = 0,95, với da < 700 (mm) => KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của
kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có:

 H    H '.Z v .Z R .K xH

 481,8.0,98.0,95.1  448,56 ( MPa).

+ Ta thấy  H  432,15(MPa)   H   448,56( MPa) như vậy răng đã chọn thỏa
mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 185 (mm).
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
-Theo công thức (6.43) :

 F1 

2.T2 .K F .Y .Y .YF 1
bw1.d w1.m

  F 1 

-Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02.
-Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8. KHα = 1 (bánh răng thẳng).
-Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn K Fα =
1,27.
-Theo (6.47) : vF   F .g0 .v.

aw
um

+Theo bảng 6.15 :  F =0,016, theo bảng 6.16 : g 0 = 56.
=> vF  0, 016.56.4, 22.
K Fv  1 

185
 28,18. Do đó theo (6.46) :
3,33

vF .bw .d w1
28,18.55,5.85, 45
 1, 26
=1+
2.T1.K F .K F
2.199341.1, 02.1, 27

Footer PageTrang:
21 of 113. - 21 -

Header Page 22 of 113.

Do đó KF = KFβ. KFα. K Fv =1,02.1,27.1,26 = 1,63.
-Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y 
-Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
- Số răng tương đương: Z v1 

Z1
 30.
cos3 

Zv 2 

Z2
 100.
cos3 

1





Y  1 

1
 0,571.
1,75

0
140

 1.

- Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6.
- Với m = 3 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(3) = 1; YR = 1 (bánh răng quay);
KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) :
[  F 1 ] = [  F 1 ]. YR. YS. KxF = 252.1.1.1 = 252 (MPa).
Tương ứng [  F 2 ] = [  F 2 ]. YR. YS. KxF = 236,5.1.1.1 = 236,5 (MPa).
- Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động:

 F1 

2.T1.K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1.m



2.37073.1,87.0,571.1.3, 7
 94,37( MPa)   F 1   252( MPa).
55,5.85, 45.3

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

F2 

 F 1.YF 2
YF 1



94,37.3, 6
 98, 75   F 2   236,5( MPa ).
3, 7

5. Kiểm nghiệm răng về quá tải:
- Theo (6.48): Hệ số quá tải: K qt 

Tmax
 1.
T

- Ứng suất tiếp xúc cực
đại:  H max   H . K qt  432,15( MPa )   H max  1260( MPa).
- Ứng suất uốn cực đại:
 F1max   F1.Kqt  94,37 (MPa)   F1max   464 (MPa).

 F 2max   F 2 .Kqt  236,5 (MPa)   F 2max   360 ( MPa).

Footer PageTrang:
22 of 113. - 22 -


Header Page 23 of 113.

6. Các thông số cơ bản của bộ truyền:
- Khoảng cách trục:

aW1 = 185 (mm).

- Môđun:

m = 3 (mm).

- Chiều rộng vành răng: bW = 55,5(mm).
- Tỷ số truyền

:

uc = 3,33

- Góc nghiêng của răng: β = 0.
- Số răng bánh răng:

Z1 = 30.

Z2 = 100.

- Hệ số dịch chỉnh:

x1 = 0.

x2 = 0.

Theo công thức trong bảng 6.11,tính được:
- Đường kính vòng chia: d1 = 90.

d2 = 300.

- Đường kính đỉnh răng: da1 = 96.

da2 = 306.

- Đường kính đáy răng: df1 = 95,5.

df2 = 295,5.

Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.
A: THIẾT KẾ TRỤC.
I. Chọn vật liệu:
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa có giới hạn bền

 b  600( Mpa ) ; và giới hạn chảy  ch  340(Mpa).
- Ứng suất xoắn cho phép    12...20(Mpa).
II. Xác định sơ bộ đường kính trục:
- Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III :

dk  3

Tk
0,2 

Tk : momen xoắn của trục k (Nmm)

Với   lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

Footer PageTrang:
23 of 113. - 23 -

Header Page 24 of 113.

TI
52193
3
d


 27,9(mm).
3
+ Chọn   = 12=> Đường kính trục I : 1
0, 2  
0, 2.12
+ Chọn   = 16 => Đường kính trục II
: d2 

3

TII
199341
3
 39, 64(mm).
0, 2  
0, 2.16

+ Chọn   = 20 => Đường kính trục III
: d3 

3

TIII
633773
3
 54,11(mm).
0, 2  
0, 2.20

- Do đó chọn đường kính sơ bộ của các trục sẽ là:
d1 = 30 (mm); d2 = 40 (mm); d3 =50 (mm).
III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ
thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở
cần thiết và các yếu tố khác.
- Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2
d1 = 30 (mm) => b01 = 19 (mm).
d2 = 40 (mm) => b02 = 23 (mm).
d3 = 50 (mm) => b03 = 27 (mm).
Để thuận tiện cho việc tính toán ta chọn b= b02 = 23 (mm).
Khe hở giữa các chi tiết quay:

c = 10 mm

Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp:

a = 15 mm

Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn:

l2 = 8 mm

Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp:

d1 = 10 mm

Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp :

l3 = 18 mm

Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông:

l4 = 15 mm

Chiều rộng bánh răng cấp nhanh:

40 mm

Chiều rộng bánh răng cấp chậm:

67 mm

Chiều dài phần mayơ lắp với trục

l5=1,5.d3

Footer PageTrang:
24 of 113. - 24 -


Header Page 25 of 113.

l5=1,5.40= 60
Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục
IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:
Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục.
Trục I:
L1=2(B+l2+a+b1) + b3+2(c-1) +l3 +l4+l5
 L1=2(23+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 320mm
Trục II:
L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3
= 2(8+23+15+40+1)+2.10+67= 261mm
Trục III:
L3= L2+l3+l4+l5
= 261+ 18+ 15+ 60= 354mm
Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:

Footer PageTrang:
25 of 113. - 25 -