Thuyết minh chi tiết máy hộp giảm tốc đồng trục

Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

MỤC LỤC
Trang

Phần I: TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Phần II: THIẾT KẾ

CÁC BỘ TRUYỀN

2
5

Phần III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN

23

Phần IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

39

Phần V: KHỚP NỐI

44

Phần VI: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
Phần VII: BÔI TRƠN

45

48

Phần VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BẢO QUẢN SỬ DỤNG

49

Tài liệu tham khảo:

50

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 1


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

Phần I:
TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
A. TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ:
1. Tính toán công suất cần thiết của động cơ điện:
 Công suất công tác trên trục động cơ: Nct = (kW)
Với:
− Ntg: công suất trên băng tải
Ntg = (kW).
 P = 1850 (N) là lực kéo băng tải.
 V = 1,37 (m/s) là vận tốc băng tải.
− η là hiệu suất chung.

η= η2br.ηx.η4ổ.ηk= 0,972.0,97.0,9954.1 = 0,895
 ηbr : hiệu suất của bộ truyền bánh răng.
 ηx : hiệu suất của bộ truyền xích.
 ηổ : hiệu suất của một cặp ổ lăn.
 ηk= 1: hiệu suất của khớp nối.
Trị số các hiệu suất tra bảng 2-1, ([1] tr.27).
 Vậy: Nct = 2,83 (kW).
2. Chọn công suất động cơ điện Nđc:
 Gọi: Nđc là công suất định mức hoặc là công suất danh nghĩa của động cơ điện.
Ta chọn động cơ có công suất định mức Nđc theo điều kiện sau:
Nđc Nct => Nđc 2,83 (kW). Vậy ta chọn động cơ có công suất: Nđc = 3 (kW).
 Sau đó, cần kiểm tra điều kiện mở máy.
Momen mở máy Mmm của động cơ phải lớn hơn momen cản ban đầu của phụ tải (Momen
cản ban đầu của phụ tải cho trên đồ thị thay đổi tải trọng theo thời gian t).

 1,4.

M

Mmm = 1,4M

M

t
1 -:- 3s

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

8h

Trang 2


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

2.1. Nguyên tắc phân phối tỷ số truyền:
 Phân phối tỷ số truyền:
o Với bộ truyền ngoài là bộ truyền xích, nên lấy theo trị số trung bình cho phép:
ingoài= ixích= (26)
o Với HGT bánh răng trụ hai cấp đồng trục.
 Ưu điểm:
 Kích thước chiều dài của hộp nhỏ hơn nhiều so với các hộp khác.
 Số lượng các chi tiết trong hộp cũng không nhiều
 Khối lượng của hộp cũng nhỏ hơn các hộp khác.
 Nhược điểm:
 Trục ra và trục vào của hộp cần đồng tâm cao, nên gia công phức tạp.
 Có một gối nằm trong lòng hộp, nên việc lắp ghép, bôi trơn gặp khó khăn.
 Điều chỉnh sự ăn khớp của các cặp bánh răng, khe hở của các ổ lăn không
dễ dàng.
 Chỉ có một đầu trục ra, một đầu trục vào, hạn chế phương án lắp ghép với
các bộ phận máy khác.
 Khoảng cách trục của cặp bánh răng cấp chậm và cấp nhanh bằng nhau,
do đó khó sử dụng hết khả năng tải của cấp nhanh.
 Chiều ngang của hộp lớn, khoảng cách hai gối đỡ trên trục trung gian lớn,
do đó đường kính trục khá lớn để đảm bảo đủ bền, đủ cứng.
 Chế tạo cặp bánh răng nghiêng yêu cầu chính xác cao.
 Giá thành cao.
o Tỷ số truyền thường dùng của HGT bánh răng trụ hai cấp động trục: i hộp= (830).

2.2. Phân phối sơ bộ tỷ số truyền:
 Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích): ingoài= ixích= (26). Ta chọn: ixích = 2.
 Tỷ số truyền thường dùng của HGT bánh răng trụ hai cấp động trục: i hộp= (830)
Ta chọn: ihộp= 16.
 Tỷ số truyền chung: iS= ixích.ihộp= 2.16 = 32.
 Số vòng quay của động cơ: nđc= iS.ntg= 32.44= 1408 (vòng/phút).
với: ntg= (vòng/phút).
 V= 1,37 (m/s): vận tốc băng tải.
 D= 595 (mm): đường kính tang.
 Vậy: ta chọn số vòng quay của động cơ là: nđc= 1430 (vòng/phút).
3. Chọn động cơ:
 Tra các bảng tr.320-336, [1], ta chọn động cơ điện che kín quạt gió ký hiệu AO2(AO2)32-4
có thông số kỹ thuật như sau:
+) Công suất: Nđc= 3,0 (kW); +) 1,8 1,4 (thỏa điều kiện mở máy);
+) Vận tốc: nđc= 1430 (v/ph); +) Khối lượng: 39 (kg).
B. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN THEO THÔNG SỐ CỦA ĐỘNG CƠ ĐÃ CHỌN:
 Những điểm cần chú ý khi tính toán: Để hai bánh bị dẫn của cấp chậm và cấp nhanh được
ngâm dầu như nhau, nên lấy: inhanh= ichậm= .
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 3


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

 Tỷ số truyền chung:
iS= == 32,5.
 Ta chọn: ixích = 2.

 Ta có: iS= ixích.ihộp => ihộp= iS/ixích= = 16,25 (830) (thỏa).
 Vì HGT đồng trục có khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm
bằng nhau nên tỷ số truyền hai cấp có thể lấy như nhau:
inhanh= ichậm= = 4,03.
C. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ TRÊN TRỤC:
1. Số vòng quay trên trục:
 Trục III: nIII= ntg.ixích= 44.2 = 88 (vòng/phút).
 Trục II: nII= nIII.ichậm= 88.4,03 354,64 (vòng/phút).
 Trục I: nI= nII.inhanh= 354,64.4,03 1430 (vòng/phút).
2. Tỷ số truyền giữa các trục:
 Trục I-II: inhanh= 4,03
 Trục II-III: ichậm= 4,03
3. Công suất trên trục:
 Trục III: NIII= 2,61 (kW).
 Trục II: NII= = 2,73 (kW).
 Trục I: NI= = 2,83 (kW).
4. Hiệu suất giữa các trục:
 Trục I-II: ηI-II= 0,97
 Trục II-III: ηII-III= 0,96
5. Momen xoắn trên trục:
 Trục I: MxI= 9,55.106. 9,55.106. 18699,65 (N.mm).
 Trục II: MxII= 9,55.106. 9,55.106. 73515,4 (N.mm).
 Trục III: MxIII= 9,55.106. 9,55.106. 283244,32 (N.mm).

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 4


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

6. Bảng kết quả tính toán thu được:
Trục
Thông số
Số vòng quay n (vòng/phút)

I

II

III

1430

354,64

88

Tỷ số truyền i
Công suất N (kW)

4,03
2,83

Hiệu suất η
Moomen xoắn Mx (N.mm)

4,03

2,73

0,97
18699,65

2,61
0,96

73515,4

283244,32

Phần II:
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
A. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI (BỘ TRUYỀN XÍCH):
1. Chọn bộ truyền xích:
 Thiết kế bộ truyền xích truyền động từ hộp giảm tốc với số liệu:
+ Công suất: N= NIII= 2,61 (kW).
+ Tốc độ quay của đĩa xích dẫn (trục III): n1 = nIII = 88 (vòng/phút)
+ Tốc độ quay của đĩa xích bị dẫn (trục tang): n2 = ntg = 44 (vòng/phút).
+ Tỷ số truyền của bộ truyền xích: ixích= 2.
 Do xích làm việc với vận tốc V= 1,37 (m/s) nhỏ hơn (1015) (m/s) nên ta chọn bộ truyền
xích ống con lăn một dãy.
2. Chọn số răng của đĩa xích:
 Chọn số răng cho đĩa xích dẫn:
+ Tra bảng 6-3, ([1] tr.105): với ixích= 2 thì Z1= (2527).
+ Ta chọn: Z1=25.
 Suy ra số răng của đĩa xích bị dẫn: Z2 = Z1.ixích= 25.2= 50.
 Kiểm tra: thỏa điều kiện Z2< Zmax= 120
3.Xác định bước xích:

3.1. Chọn bước xích theo điều kiện đảm bảo độ bền mòn (Nt[N]):
 Công suất tính toán của bộ truyền xích:
Nt= k.kz.kn.N
Trong đó:
+ N: Công suất danh nghĩa (chính là công suất trục ra (trục III) của HGT), kW.
=> N= NIII= 2,61 (kW)
+ kz= : hệ số dạng răng, Zo1 là số răng đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở.
+ kn= : hệ số vòng quay đĩa dẫn, no1 là số vòng quay đĩa dẫn của bộ truyền cơ sở.
Với n1 = 88 (v/ph) ta chọn no1= 200 theo bảng 6-4, ([1] tr.106). Suy ra: kn= .
+ k: được tính bởi các hệ số thành phần như sau.
k= kđ.kA.ko.kđc.kb.kc
Với:
• kđ: hệ số xét đến tính chất của tải trọng ngoài, vì tải trọng va đập nên kđ= 1,2
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 5


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

• kA: hệ số xét đến chiều dài xích, lấy a= (3050)p nên kA= 1
• ko: hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền, vì đường nối hai tâm đĩa xích tạo với
đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60o nên ko=1
• kđc: hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích, vì trục đĩa xích có thể
điều chỉnh được nên kđc= 1
• kb: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn, vì bôi trơn nhỏ giọt nên kb= 1,25
• kc: hê số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, vì làm việc 2 ca nên k c= 1,25
Suy ra: k= 1,2.1.1.1.1,25.1,25= 1,875

Vậy: Nt= 1,875...2,61 11,12 (kW).
 Ta tra bảng 6-4, ([1] tr.106), với no1= 200 (vòng/phút), chọn bộ truyền xích một dãy ta
được: Bước xích t= 25,4 (mm) có [N]= 11,4 (kW).
 Suy ra: Nt= 11,12 (kW) [N]= 11,4 (kW).
 Vậy bộ truyền xích đã thỏa mãn điều kiện bền mòn: Nt[N].
3.2. Kiểm tra điều kiện về số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn (ndẫnngh):
 Điều kiện: n1ngh, trong đó: ngh là số vòng quay giới hạn, phụ thuộc vào bước xích và số răng
đĩa xích.
 Ta tra bảng 6-5, ([1] tr.107), với bước xích t= 25,4 (mm), Z1= 25 có ngh=1050(vòng/phút).
 Suy ra: n1= 88 (vòng/phút) ngh= 1050 (vòng/phút).
 Vậy bộ truyền xích đã thỏa mãn điều kiện: n1ngh.
4. Tính toán các thông số hình học của bộ truyền xích:
4.1. Khoảng cách trục và số mắt xích:
 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: asb=(3050)p
Ta chọn: asb= 40p= 40.25,4= 1016 (mm).
 Xác định số mắt xích x:
x= = = 117,9.
Phải quy tròn số mắt xích x theo số chẵn gần nhất nên lấy x= 118.
 Kiểm nghiệm số lần va đập u của bản lề xích trong 1 giây:
u= [u]
Trong đó:
+ v: vận tốc xích, m/s;
+ L: chiều dài xích, m;
+ Z và n: số răng và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích (đĩa dẫn hoặc đĩa bị
dẫn). Ta lấy Z và n của đĩa xích dẫn, suy ra: u= = 1,24
Ta tra bảng 6-7, ([1] tr.109), với bước xích p= 25,4 (mm) và xích ống con lăn thì ta chọn
được [u]= 30.
Suy ra: u = 1,24 [u]= 30.
Vậy số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây đã thỏa mãn điều kiện u[u].
 Tính chính xác khoảng cách trục a:

A=
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 6


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

= 1017 (mm)
Để tránh lực căng ban đầu trong xích thì ta bớt khoảng cách trục A đi một lượng
∆A= (0,0020,004)A
Ta lấy ∆A = 0,003A = 0,003.10173,05 (mm).
 Vậy ta lấy khoảng cách trục a của bộ truyền xích là A= 1014 (mm).
4.2. Tính đường kính vòng chia của đĩa xích:
 Đường kính vòng chia đĩa dẫn:
dc1= = = 202,66 (mm) .
 Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn:
dc2= = = 404,52 (mm).
4.3 Tính lực tác dụng lên trục:
 R kt.P = = = 2942,56 (N)
Trong đó: kt: hệ số xét đến tác dụng của trọng lượng xích lên trục, kt= 1,1.
5. Các kích thước chủ yếu của xích ống con lăn một dãy:
 Với bước xích t= 25,4 (mm) tra bảng 6-1,([1] tr.103) (theo GOCT 10947-64), ta được:
o C = 15,88 (mm)
o D = 15,88 (mm)
o l1 = 38,5 (mm)
o b = 24,13 (mm)
o d = 7,95 (mm)

o l = 22,61 (mm)
o Diện tích bản lề: F = 197,7 (mm2)
o Tải trọng phá hỏng: Q = 50000 (N)
o Khối lượng 1 mét xích: q = 2,57 (kg).

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 7


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

B. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN HỘP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC:
 Một số điểm cần chú ý khi thiết kế bộ truyền HGT đồng trục có hai cấp đều là bộ truyền
bánh răng trụ răng nghiêng:
o Vì khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm bằng nhau, tỷ
số truyền của hai cấp nên lấy như nhau, kích thước đường kính của các bánh răng
nên lấy như nhau.
o Trình tự thiết kế như sau:
• Thiết kế bộ truyền cấp chậm trước, theo trình tự thiết kế thông thường;
• Bộ truyền bánh răng cấp nhanh được tính sau và lấy khoảng cách trục A như cấp
chậm.
1. Thiết kế bộ truyền cấp chậm:
1.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:
 Thép nhiệt luyện là loại vật liệu chủ yếu để làm bánh răng.
 Đối với bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi
ram ở nhiệt độ cao); thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng. Độ rắn bề mặt
của răng HB < 350. Để có thể chạy mòn tốt, nên lấy độ rắn của bánh răng nhỏ lớn hơn độ

rắn của bánh răng lớn khoảng 2050HB: HB1= HB2 + (2050)HB.
 Tra bảng 3-6, ([1] tr.39) và bảng 3-8, ([1] tr.41), ta chọn vật liệu hai bánh răng như sau:
o Bánh nhỏ: Thép 40XH, thường hóa, đường kính phôi (60100) mm, giới hạn bền kéo
sbk1= 850 (MPa), giới hạn chảy sch1= 600 (MPa), độ rắn 230 HB.
o Bánh lớn: Thép 35X, thường hóa, đường kính phôi (100200) mm, giới hạn bền kéo
sbk2= 700 (MPa), giới hạn chảy sch2= 450 (MPa), độ rắn 200 HB.
1.2. Xác định ứng suất cho phép:
1.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép [s]tx:
 [s]tx= [s]Notx.k’N (MPa).
Trong đó:
+ [s]Notx: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) khi bánh răng làm việc lâu dài, phụ thuộc vào
độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC, lấy theo bảng 3-9, ([1] tr.43).
+ k’N: hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc, tính theo công thức:
k’N =
Với:
• No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3-9).
• Ntđ: số chu kỳ tương đương.
Với bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên:
Ntđ= N= 60.c.n.T
trong đó:
 n: số vòng quay trong một phút của bánh răng;
 T: tổng số giờ làm việc;
 c: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
 Đối với bánh nhỏ có độ rắn 230 HB thì:
+ [s]Notx1= 2,6.HB = 2,6.230= 598 (MPa).
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 8

Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

+ No= 107, Ntđ1 = 60.1.354,64.8,25.330.16 92,7.107, suy ra: Ntđ1>No.
Nên ta lấy k’N1=1.
Vậy: [s]tx1 = 598 (MPa).
 Đối với bánh lớn có độ rắn 200 HB thì:
+ [s]Notx2= 2,6.HB = 2,6.200 = 520 (MPa).
+ No= 107, Ntđ2 = 60.1.88.8,25.330.16 23.107, suy ra: Ntđ2>No.
Nên ta lấy k’N2=1.
Vậy: [s]tx2 = 520 (MPa).
 Kết luận: [s]tx= min([s]tx1,[s]tx2) = 520 (MPa).
1.2.2. Ứng suất uốn cho phép [sF]:
 Với răng làm việc một mặt:
[s]u= (MPa)
Trong đó:
+ và : giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ mạch động và trong chu kỳ
đối
xứng, lấy gần đúng: với thép s-1 (0,40,45).sbk
+ n: hệ số an toàn, với bánh răng bằng thép thường hóa, n 1,5.
+ Ks: hệ số tập trung ứng suất ở chân răng, với bánh răng bằng thép thường hóa
Ks 1,8.
+ k’’N: hệ số chu kỳ ứng suất uốn, tính theo công thức:
k’’N =
Với:
• No: số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn, lấy No= 5.106
• Ntđ: số chu kỳ tương đương.
Với bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên:
Ntđ = N= 60.c.n.T

trong đó:
 n: số vòng quay trong một phút của bánh răng;
 T: tổng số giờ làm việc;
 c: số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng.
• m: bậc đường cong mỏi uốn, với thép tôi cải thiện thì m 6.
 Đối với bánh nhỏ có sbk1= 850 (MPa):
+ s-1 0,4.850 340 (MPa).
+ n 1,5
+ Ks 1,8
+ No = 5.106, Ntđ1= 60.1.354,64.8,25.330.16 96,7.107, suy ra: Ntđ>No.
Nên ta lấy k’’N1 = 1.
Vậy: [s]u1 188,89 (MPa).
 Đối với bánh lớn có sbk2= 750 (MPa):
+ s-1 0,4.700 280 (MPa).
+ n 1,5
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 9


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

+ Ks 1,8
+ No = 5.106, Ntđ2= 60.1.88.8,25.330.16 23.107, suy ra: Ntđ>No.
Nên ta lấy k’’N2 = 1.
Vậy: [s]u2 155,56 (MPa).
1.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K:

K= 1,4.

1.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Bộ truyền chịu tải nhỏ, trung bình nên ѱA= 0,150,45
Ta chọn: ѱA= = 0,3.
1.5. Xác định khoảng cách trục A:
 Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ăn khớp ngoài:
A (ichậm+1).
Trong đó:
+ [s]tx= 520 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép;
+ inhanh= 4,03: tỷ số truyền;
+ ѱA= 0,3 : hệ số chiều rộng bánh răng;
+ (1,151,35): hê số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh
răng nghiêng so với bánh răng thẳng, chọn
+ n2= nIII= 88 (vòng/phút): số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn;
+ N= NII= 2,73 (kW): công suất của bộ truyền.
Vậy: A (4,03+1). <=> A156,79 (mm).
Ta chọn A = 157 (mm).

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 10


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

 Kiểm nghiệm lại khoảng cách A:
Với bộ truyền bánh răng nghiêng, ăn khớp ngoài có công thức:
stx= ,bchậm= ѱA.A= 0,3.157= 47 (mm) là chiều rộng răng.

Suy ra: stx = 499,14 (MPa) [s]tx= 520 (MPa)
Vậy: với A= 157 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc.
 Kết luận: Xác định được khoảng cách trục A là 157 (mm).
1.6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
 Vận tốc vòng của bánh răng trụ răng nghiêng, ăn khớp ngoài:
v= (m/s), n1= nII= 354,64 (vòng/phút): số vòng quay trong một
phút của bánh dẫn.
Suy ra: v= 1,16 (m/s).
 Ta tra bảng 3-11, ([1] tr.46), để chọn cấp chính xác của bánh răng: Với bánh răng trụ răng
nghiêng và v= 1,16 (m/s) thì cấp chính xác của bánh răng là 9.
1.7. Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trụ A:
1.7.1. Hệ số tải trọng K:
 Công thức: K=Ktt.Kđ
Trong đó:
o Ktt: hệ số tập trung tải trọng, với bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB 350 và
v < 15 m/s) và tải trọng không thay đổi nên có thể lấy Ktt= 1.
o Kđ: hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt
răng.
Ta tra bảng 3-13, ([1] tr.48), với cấp chính xác chế tạo là 9, độ rắn mặt răng < 350 HB
và v = 1,16 (m/s) nên ta chọn được Kđ= 1,45.
Suy ra, hệ số tải trọng được tính chính xác là K=1,45.
1.7.2. Khoảng cách trục A:
 Với hệ số tải trọng K được tính chính xác có sai số so với hệ số tải trọng K được chọn ban
đầu nhỏ (bằng 3,6%) nên khoảng cách trục A= 157 (mm) được giữ nguyên.
1.8. Xác định mô đun pháp, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:
1.8.1. Mô đun pháp:
 Mô đun pháp được chọn theo khoảng cách trục A.
 Với bánh răng trụ răng nghiêng:
mn= (0,010,02)A = (1,573,14) mm.
 Ta chọn: mn= 3 (mm) theo bảng 3-1 ([1], tr.34).

1.8.2. Số răng:
 Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (ăn khớp ngoài) cần chọn sơ bộ góc nghiêng β
trong khoảng 820o rồi tính số răng bánh dẫn: Z1=
Ta chọn β= 14o, suy ra: Z1= 20,19. Lấy Z1= 20.
Kiểm tra điều kiện để tránh cắt chân răng, ta tra bảng 3-15, ([1] tr.50), với ξ= 0, ta có:
Z1 14,3 với Z1= 20 thì số răng bánh dẫn đã thỏa mãn điều kiện.
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 11


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

Suy ra: Z2= inhanh.Z1= 4,03.20 = 80,6. Lấy Z2= 81.
 Vậy:
1.8.3. Góc nghiêng:
 Ta có: cosβ=  cosβ= = 0,965
 Suy ra: β 15o 12’. Lấy β= 15o.
1.8.4. Chiều rộng bánh răng:
 Ta có: bchậm= ѱA.A= 0,3.157 = 47 (mm).
1.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
 Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
o Công thức thiết kế:
mn
o Công thức kiểm nghiệm:
su= [s]u
Trong đó:
+ mn= 3 (mm): mô đun pháp của bánh răng nghiêng;

+ y, Z, n: hệ số dạng răng, số răng và số vòng quay trong một phút của bánh
răng đang tính;
+ ѱm: chiều dài tương đối của răng, đối với bánh răng trụ răng nghiêng thì
ѱm= với bchậm = 47 (mm) suy ra: ѱm= 15,67.
+ N=NII= 2,73 (kW): công suất bộ truyền;
+ K= 1,45: hệ số tải trọng;
+ su: ứng suất uốn sinh ra tại chân răng, MPa;
+ [s]u: ứng suất uốn cho phép, MPa;
+ : hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng
nghiêng, thường lấy 1,41,6.
Ta chọn
+ Hệ số dạng răng y của bánh răng được chọn theo số răng tương đương Z tđ của
bánh răng đó, tra bảng 3-18, ([1] tr.52).
Với bánh răng trụ răng nghiêng: Ztđ=
1.9.1. Bánh răng nhỏ:
 Ta có:
o Z1= 20 và β= 14o suy ra: Ztđ1= 21,44, cho hệ số dịch răng ξ1= 0, ta tra bảng 3-18,
([1] tr.52) được y1= 0,392.
o n1= 354,64 (vòng/phút).
o [s]u1= 188,89 (MPa).
 Công thức thiết kế:
mn  mn 1,83 (mm), mà mn= 3 (mm) > 1,83 (mm).
Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng nhỏ.
 Công thức kiểm nghiệm:
su1= 42,86 (MPa) mà [s]u1 = 188,89 (MPa).
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 12

Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

Suy ra: su1 < [s]u1.
Vậy bánh răng nhỏ đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của răng.
1.9.2. Bánh răng lớn:
 Ta có:
o Z2= 81 và β= 14o suy ra: Ztđ2= 86,82 cho hệ số dịch răng ξ1= 0, ta tra bảng 3-18,
([1] tr.52) được y2= 0,511.
o n2= 88 (vòng/phút).
o [s]u2= 155,56 (MPa).
 Công thức thiết kế:
mn  mn 1,78 (mm), mà mn= 3 (mm) > 1,78 (mm).
Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng lớn.
 Công thức kiểm nghiệm:
su2= 32,7 (MPa) mà [s]u2 = 155,56 (MPa).
Suy ra: su2 < [s]u2.
Vậy bánh răng lớn đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của răng.

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 13


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

1.10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

 Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải lúc mở máy với hệ số quá tải là:
Kqt= = 1,4
trong đó:
+ M: mômen xoắn danh nghĩa;
+ Mqt: mômen xoắn quá tải;
+ Mmm: mômen xoắn lúc mở máy.
1.10.1. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải:
 Công thức: stxqt = stx. [s]txqt
trong đó:
+ stxqt: ứng suất tiếp xúc;
+ [s]txqt: ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB 350 thì:
[s]txqt= 2,5.[s]Notx
 Bánh răng nhỏ: [s]txqt1= 2,5.598= 1495 (MPa).
 Bánh răng lớn: [s]txqt2= 2,5.520= 1300 (MPa).
 Kiểm kiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải cho bánh lớn vì : [s]txqt2 nhỏ hơn.
Ta có: stxqt = stx. = 499,14. 590,59 (MPa) < [s]txqt2= 1300 (MPa).
 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc khi chịu quá tải đột ngột.
1.10.2. Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
 Công thức: suqt = su.Kqt [s]uqt
trong đó:
+ suqt: ứng suất uốn;
+ [s]uqt: ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB 350 thì:
[s]uqt 0,8.sch
 Bánh răng nhỏ: [s]uqt1= 0,8.600 = 480 (MPa).
 Bánh răng lớn: [s]uqt2= 0,8.450 = 360 (MPa).
 Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: suqt1 = su1.Kqt= 44,56.1,4 62,38 (MPa) < [s]uqt1= 480 (MPa).
+ Bánh răng lớn: suqt2 = su2.Kqt= 34,05.1,4 47,67 (MPa) < [sFqt1]= 360 (MPa).

 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột.
1.11. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
 Khoảng cách trục: A= 157 (mm).
 Mô đun pháp: mn= 3 (mm).
 Chiều cao răng: h= 2,25.mn= 2,25.3= 6,75 (mm).
 Chiều cao đầu răng: hd= mn= 3 (mm).
 Độ hở hướng tâm: c= 0,25mn= 0,25.3 = 0,75 (mm).
 Chiều rộng bánh răng: bchậm= 47 (mm).
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 14


Đồ án môn học Truyền động cơ khí






GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

Tỷ số truyền: uchậm= 4,03.
Góc nghiêng: β= 15o.
Số răng:
Dịch chỉnh: x1= x2= 0.
Đường kính vòng chia:

 Đường kính vòng lăn:
 Đường kính vòng đỉnh răng:

 Đường kính vòng chân răng:
1.12. Tính lực tác dụng:
1.12.1. Bánh răng nhỏ:
 Mômen xoắn: Mx1= = 73515,4 (N.mm)
 Đường kính: d= dc1= 62,12 (mm)
 Góc ăn khớp: αn= 20o
 Lực vòng: P1 = 2336,88 (N).
 Lực hướng tâm: Pr1= 891,86 (N).
 Lực dọc trục: Pa1= P1.tgβ= 2336,88.tg15o 626,17 (N).
1.12.2. Bánh răng lớn:
 Mômen xoắn: Mx2= = 283244,32 (N.mm)
 Đường kính: d= dc2= 251,57 (mm).
 Góc ăn khớp: αn= 20o
 Lực vòng: P2 = 2251,81 (N).
 Lực hướng tâm: Pr2= 848,5 (N).
 Lực dọc trục: Pa2= P2.tgβ= 2251,81.tg15o603,37 (N).
2. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh:
2.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện:
 Do HGT đồng trục nên khả năng chịu tải trọng của cấp nhanh chưa dùng hết vì lực sinh ra
trong quá trình ăn khớp của các bánh răng cấp chậm lớn hơn nhiều so với cấp nhanh, trong
khi đó khoảng cách trục của hai cấp lại bằng nhau.
 Vì vậy, ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có độ bền thấp hơn cấp chậm.
 Tra bảng 3-6, ([1] tr.39) và bảng 3-8, ([1] tr.41), ta chọn vật liệu hai bánh răng như sau:
o Bánh nhỏ: Thép 45, thường hóa, đường kính phôi dưới 100 mm, giới hạn bền kéo sbk1=
600 (MPa), giới hạn chảy sch1= 280 (MPa), độ rắn 200 HB.
o Bánh lớn: Thép 35, thường hóa, đường kính phôi (100300) mm, giới hạn bền kéo sbk2=
500 (MPa), giới hạn chảy sch2= 260 (MPa), độ rắn 170 HB.
2.2. Xác định ứng suất cho phép:
2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép [s]tx:
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 15


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

 [s]tx= [s]Notx.k’N (MPa).
 Đối với bánh nhỏ có độ rắn 200 HB thì:
+ [s]Notx1= 2,6.HB = 2,6.200= 520 (MPa).
+ No= 107, Ntđ1 = 60.1.1430.8,25.330.16 373,7.107, suy ra: Ntđ1>No.
Nên ta lấy k’N1=1.
Vậy: [s]tx1 = 520 (MPa).
 Đối với bánh lớn có độ rắn 170 HB thì:
+ [s]Notx2= 2,6.HB = 2,6.170 = 442 (MPa).
+ No= 107, Ntđ2 = 60.1.354,64.8,25.330.16 92,7.107, suy ra: Ntđ2>No.
Nên ta lấy k’N2=1.
Vậy: [s]tx2 = 442 (MPa).
 Kết luận: [s]tx= min([s]tx1,[s]tx2) = 442 (MPa).
2.2.2. Ứng suất uốn cho phép [sF]:
 Với răng làm việc một mặt:
[s]u= (MPa).
 Đối với bánh nhỏ có sbk1= 600 (MPa):
+ s-1 0,4.600 240 (MPa).
+ n 1,5
+ Ks 1,8
+ No = 5.106, Ntđ1= 60.1.1430.8,25.330.16 373,7.107, suy ra: Ntđ>No.
Nên ta lấy k’’N1 = 1.
Vậy: [s]u1 133,33 (MPa).

 Đối với bánh lớn có sbk2= 500 (MPa):
+ s-1 0,4.500 =200 (MPa).
+ n 1,5
+ Ks 1,8
+ No = 5.106, Ntđ2= 60.1.354,64.8,25.330.16 92,7.107, suy ra: Ntđ>No.
Nên ta lấy k’’N2 = 1.
Vậy: [s]u2 111,11 (MPa).
2.3. Chọn sơ bộ góc nghiêng β: Ta chọn: β= 10o.
2.4. Xác định khoảng cách trục A:
 Với HGT đồng trục nên ta lấy khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh bằng khoảng cách
trục của bộ truyền cấp chậm.
 Suy ra: A= 157 (mm).
2.5. Xác định chiều rộng bánh răng b theo sức bền tiếp xúc:
 Giả sử, với khoảng cách trục A= 157 (mm) thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc:
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 16


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

stx= (*);
Với:
+ [s]tx= 442 (MPa): ứng suất tiếp xúc cho phép;
+ inhanh= 4,03: tỷ số truyền;
+ (1,151,35): hê số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của
bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng, chọn
+ n2= nII= 354,64 (vòng/phút): số vòng quay trong một phút của bánh bị dẫn;

+ N= NI= 2,83 (kW): công suất của bộ truyền;
+ K: hệ số tải trọng, được chọn sơ bộ là: K= 1,4;
+ bnhanh: chiều rộng bánh răng, bnhanh= ѱA.A (mm).

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 17


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

Bề rộng bnhanh được xác định như sau:
Từ bất phương trình (*), ta có: bnhanh
 bnhanh
 bnhanh 15,42 (mm). (1)
 Với ѱA= (0,150,45), mà bnhanh= ѱA.A nên bnhanh= (23,470,2) mm. (2)
 Từ (1) và (2) ta chọn: bnhanh= 30 (mm).
 Với b= 25 (mm) thì ứng suất tiếp xúc của bộ truyền là:
stx= 329,8 (MPa) < 442 (MPa) (thỏa).
2.6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
 Vận tốc vòng của bánh răng trụ răng nghiêng, ăn khớp ngoài:
v= (m/s), n1= nI= 1430 (vòng/phút): số vòng quay trong một
phút của bánh dẫn.
Suy ra: v= 4,64 (m/s).
 Ta tra bảng 3-11, ([1] tr.46), để chọn cấp chính xác của bánh răng:
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v= 4,64 (m/s) thì cấp chính xác của bánh răng là 9.
2.7. Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trụ A:
2.7.1. Hệ số tải trọng K:

 Công thức: K=Ktt.Kđ
Trong đó:
o Ktt: hệ số tập trung tải trọng, với bộ truyền có khả năng chạy mòn (HB 350 và
v < 15 m/s) và tải trọng không thay đổi nên có thể lấy Ktt= 1.
o Kđ: hệ số tải trọng động, chọn theo cấp chính xác chế tạo, vận tốc vòng và độ rắn mặt
răng.
Ta tra bảng 3-13, ([1] tr.48), với cấp chính xác chế tạo là 9, độ rắn mặt răng < 350 HB
và v = 4,67 (m/s) nên ta chọn được Kđ= 1,45.
Suy ra, hệ số tải trọng được tính chính xác là K=1,45.
2.7.2. Khoảng cách trục A:
 Với hệ số tải trọng K được tính chính xác có sai số so với hệ số tải trọng K được chọn ban
đầu nhỏ (bằng 3,6%) nên khoảng cách trục A= 157 (mm) được giữ nguyên.
2.8. Xác định mô đun pháp, số răng, chiều rộng bánh răng và góc nghiêng của răng:
2.8.1. Mô đun pháp:
 Mô đun pháp được chọn theo khoảng cách trục A.
 Với bánh răng trụ răng nghiêng:
mn= (0,010,02)A = (1,573,14) mm.
 Ta chọn: mn= 3 (mm) theo bảng 3-1 ([1] tr.34).
2.8.2. Số răng:
 Số răng bánh dẫn: Z1=
Ta đã chọn β= 10o, suy ra: Z1= 20,49. Lấy Z1= 20.
Kiểm tra điều kiện để tránh cắt chân răng, ta tra bảng 3-15 ([1] tr.50), với ξ= 0, ta có:
Z1 14,3 với Z1= 20 thì số răng bánh dẫn đã thỏa mãn điều kiện.
Suy ra: Z2= inhanh.Z1= 4,03.20 = 81. Lấy Z2= 81.
SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 18


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

 Vậy:
2.8.3. Góc nghiêng:
 Ta có: cosβ=  cosβ= = 0,965
Suy ra: β 15o 12’. Lấy β= 15o
2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
 Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
o Công thức thiết kế:
mn
o Công thức kiểm nghiệm:
su= [s]u
Trong đó:
+ mn= 3 (mm): mô đun pháp của bánh răng nghiêng;
+ y, Z, n: hệ số dạng răng, số răng và số vòng quay trong một phút của bánh
răng đang tính;
+ ѱm: chiều dài tương đối của răng, đối với bánh răng trụ răng nghiêng thì
ѱm= với b = 30 (mm) suy ra: ѱm= = 10.
+ N=NI= 2,83 (kW): công suất bộ truyền;
+ K= 1,45: hệ số tải trọng;
+ su: ứng suất uốn sinh ra tại chân răng, MPa;
+ [s]u: ứng suất uốn cho phép, MPa;
+ : hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng
nghiêng, thường lấy 1,41,6.
Ta chọn
+ Hệ số dạng răng y của bánh răng được chọn theo số răng tương đương Z tđ của
bánh răng đó, tra bảng 3-18, ([1] tr.52).
Với bánh răng trụ răng nghiêng: Ztđ=

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 19


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

2.9.1. Bánh răng nhỏ:
 Ta có:
o Z1= 20 và β= 15o suy ra: Ztđ1= 21,44, cho hệ số dịch răng ξ1= 0, ta tra bảng 3-18,
([1] tr.52) được y1= 0,392.
o n1= 1430 (vòng/phút).
o [s]u1= 133,33 (MPa).
 Công thức thiết kế:
mn  mn 1,52 (mm), mà mn= 3 (mm) > 1,52 (mm).
Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng nhỏ.
 Công thức kiểm nghiệm:
su1= 17,26 (MPa) mà [s]u1 = 133,33 (MPa).
Suy ra: su1 < [s]u1.
Vậy bánh răng nhỏ đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của răng.
2.9.2. Bánh răng lớn:
 Ta có:
o Z2= 88 và β= 15o suy ra: Ztđ2= 86,82 cho hệ số dịch răng ξ1= 0, ta tra bảng 3-18,
([1] tr.52) được y2= 0,511.
o n2= 354,64 (vòng/phút).
o [s]u2= 111,11 (MPa).
 Công thức thiết kế:
mn  mn 1,47 (mm), mà mn= 3 (mm) > 1,47 (mm).

Vậy mn= 3 (mm) đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của bánh răng lớn.
 Công thức kiểm nghiệm:
su2= 13,18 (MPa) mà [s]u2 = 111,11 (MPa).
Suy ra: su2 < [s]u2.
Vậy bánh răng lớn đã thỏa mãn điều kiện sức bền uốn của răng.
2.10. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:
 Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải lúc mở máy với hệ số quá tải là:
Kqt= = 1,4
trong đó:
+ M: mômen xoắn danh nghĩa;
+ Mqt: mômen xoắn quá tải;
+ Mmm: mômen xoắn lúc mở máy.

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 20


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

2.10.1. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải:
 Công thức: stxqt = stx. [s]txqt
trong đó:
+ stxqt: ứng suất tiếp xúc;
+ [s]txqt: ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.
Với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB 350 thì:
[s]txqt= 2,5.[s]Notx
 Bánh răng nhỏ: [s]txqt1= 2,5.520= 1300 (MPa).

 Bánh răng lớn: [s]txqt2= 2,5.442= 1105 (MPa).
 Kiểm kiệm ứng suất tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi quá tải cho bánh lớn vì : [s]txqt2 nhỏ hơn.
Ta có: stxqt = stx. = 361,66. 427,92 (MPa) < [s]txqt2= 1300 (MPa).
 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền tiếp xúc khi chịu quá tải đột ngột.
2.10.2. Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
 Công thức: suqt = su.Kqt [s]uqt
trong đó:
+ suqt: ứng suất uốn;
+ [s]uqt: ứng suất uốn cho phép khi quá tải.
Với bánh răng thép có độ rắn bề mặt HB 350 thì:
[s]uqt 0,8.sch
 Bánh răng nhỏ: [s]uqt1= 0,8.280 = 224 (MPa).
 Bánh răng lớn: [s]uqt2= 0,8.260 = 208 (MPa).
 Kiểm nghiệm ứng suất uốn lớn nhất sinh ra khi quá tải:
+ Bánh răng nhỏ: suqt1 = su1.Kqt= 21,54.1,5 32,31 (MPa) < [s]uqt1= 224 (MPa).
+ Bánh răng lớn: suqt2 = su2.Kqt= 16,47.1,5 24,71 (MPa) < [sFqt1]= 208 (MPa).
 Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện sức bền uốn khi chịu quá tải đột ngột.
2.11. Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
 Khoảng cách trục: A= 157 (mm).
 Mô đun pháp: mn= 3 (mm).
 Chiều cao răng: h= 2,25.mn= 2,25.3= 6,75 (mm).
 Chiều cao đầu răng: hd= mn= 3 (mm).
 Độ hở hướng tâm: c= 0,25mn= 0,25.3 = 0,75 (mm).
 Chiều rộng bánh răng: bnhanh= 30 (mm).
 Tỷ số truyền: unhanh= 4,03.
 Góc nghiêng: β= 15o.
 Số răng:
 Dịch chỉnh: x1= x2= 0.
 Đường kính vòng chia:
 Đường kính vòng lăn:

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 21


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

 Đường kính vòng đỉnh răng:
 Đường kính vòng chân răng:
2.12. Tính lực tác dụng:
2.12.1. Bánh răng nhỏ:
 Mômen xoắn: Mx1= = 18899,65 (N.mm)
 Đường kính: d= dc1= 62,12 (mm)
 Góc ăn khớp: αn= 20o
 Lực vòng: P1 = 608,49 (N).
 Lực hướng tâm: Pr1= 229,28 (N).
 Lực dọc trục: Pa1= P1.tgβ= 608,49.tg15o 163,04 (N).
2.12.2. Bánh răng lớn:
 Mômen xoắn: Mx2= = 73515,4 (N.mm)
 Đường kính: d= dc2= 251,57 (mm).
 Góc ăn khớp: αn= 20o
 Lực vòng: P2 = 584,45 (N).
 Lực hướng tâm: Pr2= 220,23 (N).
 Lực dọc trục: Pa2= P2.tgβ= 584,45.tg15o156,6 (N).

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 22

Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

Phần III:
THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN
A. THIẾT KẾ TRỤC:
1. Chọn vật liệu:
 Trục chịu tải tương đối lớn nên ta dùng thép 45 thường hóa. Tra bảng 3-8, ([1] tr.40), với
đường kính phôi 100300 (mm) thì cơ tính thép: sbk= 580 (N/mm2), sch= 290 (N/mm2), độ
rắn 220HB.
2. Tính sức bền trục:
2.1. Tính sơ bộ trục:
 Đường kính sơ bộ của các trục được xác định theo công thức:
d C. , mm
Trong đó:
+ d: đường kính trục, mm;
+ N: công suất bộ truyền, kW;
+ n: số vòng quay trong 1 phút của trục;
+ C: hệ số tính toán, phụ thuộc [, khi tính đường kính đầu trục vào HGT và trục truyền
chung có thể lấy C= 130110, ta chọn C= 120.
 Đối với trục I:
+ N= 2,83 (kW).
+ n= 1430 (vòng/phút).
+ C= 120
Suy ra: dI 120.  d 15,07 (mm), ta lấy dI= 16 (mm).
 Đối với trục II:
+ N= 2,73 (kW).

+ n= 354,64 (vòng/phút).
+ C= 120
Suy ra: dI 120.  d 23,69 (mm), ta lấy dII= 25 (mm).
 Đối với trục III:
+ N= 2,61 (kW).
+ n= 88 (vòng/phút).
+ C= 120
Suy ra: dI 120.  d 37,15 (mm), ta lấy dIII= 38 (mm).
 Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số dI, dII, dIII ở trên ta có thể lấy trị số
dII= 25 (mm) để chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung bình tra bảng 14P, ([1] tr.339) , ta có được chiều
rộng của ổ B = 17 (mm).
2.2. Tính gần đúng:

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 23


Đồ án môn học Truyền động cơ khí

GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

 Để tính gần đúng phải xét tác dụng đồng thời cả mômen uốn lẫn mômen xoắn đến sức bền
của trục. Trị số mômen xoắn đã biết, ta chỉ cần tìm trị số mômen uốn.
 Định các kích thước dài của trục ta chọn các kích thước sau: (Theo bảng 7-1, ([1] tr.118))
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: a= 10 (mm).
+ Khoảng cách giữa các chi tiết quay: c= 10 (mm).
+ Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp: ∆ 1,2.δ mà δ> 8 (mm) ( theo bảng
10-9, ([1] tr.268)), ta chọn δ= 10 (mm) suy ra ta chọn ∆= 12 (mm).
+ Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp: l2= 10 (mm).

+ Chiều cao của nắp và đầu bulông: l3= 17 (mm).
+ Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp: l4 15 (mm).
+ Chiều dài phần mayơ lắp với trục: l5= 1,2.d= 1,2.25 = 30 (mm).
 Công thức tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:
d , mm; với: Mtđ= , N.mm;
Trong đó:
+ Mtđ: mômen tương đương;
+ Mu, Mx: mômen uốn và xoắn ở tiết diện tính toán, N.mm;
+ β= ; do: đường kính trong của trục rỗng;
+ [s]: ứng suất cho phép, N/mm2, bảng 7-2, ([1] tr.119).
Rd

Pr1
Pr4
P4

Pa4

Pa3

P3

P1

Pa1

Pa2

P2
Pr2

Pr3

Các lực tác dụng lên các bánh răng trong hộp giảm tốc

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 24


GVHD :PGS.TS Phạm Phú Lý

a3
a1

a1

a 25

a1

c

a2

B

a3

47

l2

a3

l3

l1

l5

l4

Đồ án môn học Truyền động cơ khí

Phác họa sơ đồ hộp giảm tốc
2.2.1. Trục I:
a

RAy

Pr1

A
y

a

RBx
B

P1

Pa1
a1

O

RBy

RAx

a1
7518,73 N.mm

z

x

Muy
Mux
13234,66 N.mm
18899,65 N.mm
Mx

 Đầu trục I nối với động cơ có lắp nối trục, để đơn giản phép tính ta bỏ qua lực nối trục.
 Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng nhỏ (cấp nhanh):
P1= 608,49 (N);
Pr1= 229,28 (N);
Pa1= 163,04 (N);

SVTH: Thái Lê Văn An – Lớp 12C4A

Trang 25