DO AN CHI TIET MAY( NGUYEN NGOC CANH)

Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề số 4

Lời nói đầu
Trong trng HSPKT Hng yờn. Sau khi học xong lí thuyết , sinh viên sẽ bắt tay vào
phần thực hành . Lúc này sinh viên sẽ làm các đồ án môn học . Đối với môn Chi tiết máy
cũng vậy . Sinh viên tiến hành làm đồ án chi tiết máy hay cụ thể hơn là “ Thiết kế hệ thống
dẫn động băng tải “ . Đây là một trong những bước quan trọng để sinh viên có thể hiểu rõ
hơn lý thuyết cơ sở ngành và là tiền đề để sinh viên có thể thiết kế một hệ thống hoàn
chỉnh.
Nội dung “ Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải “ bao gồm hai nội dung chính :
1. Thiết kế hộp giảm tốc .
2. Thiết kế chế tạo bánh răng chủ động bánh trụ răng nghiêng .
Hộp giảm tốc có vai trị rất quan trọng trong các hệ thống máy móc . Vì bộ phận cơng tác
bao giờ cũng có vận tốc nhỏ hơn nhiều so vói động cơ . Do vậy , để cho một hệ thống làm
việc trơn chu không thể thiếu hộp giảm tốc . Hơn nữa một số loại hộp giảm tốc có thể điều
chỉnh vơ cấp nên đáp ứng được những hệ thống có vận tốc thay đổi thường xuyên.
Khi đi vào tính tốn , sinh viên phải làm việc nghiêm túc , vận dụng tất cả lý thuyết đã
được học ở các môn cơ sở ngành như :Dung sai , vẽ kỹ thuật , cơ lý thuyết ,sức bền vật
liệu .. vào việc tính tốn và thiết kế .
Trong q trình thiết kế mặc dù đã hết sức cố gắng nhưng do kiến thức cịn hạn chế nên
khơng thể tránh được những thiếu sót . Vì vậy , em kính mong được sự chỉ dẫn , giúp đỡ và
đóng góp ý kiến của thầy cô và các bạn để đồ án của em được hoàn thiện hơn .
Em xin chân thành cảm ơn thầy Ths Nguyễn Văn Huyến đã tận tình hướng dẫn và giúp đỡ
em trong quá trình thực hin ti ny .

Em xin chân thành cảm ơn!
Sinh
viên
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kế: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang 1


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4

Bïi Hoµng Träng

ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY
(THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI)

1. Động cơ.

2.Bộ truyền đai thang

4. Nối trục.

5. Băng tải.

3. Hộp giảm tốc.

SỐ LIỆU CHO TRƯỚC
1. Lực vòng trên băng tải: F=5400 (N)
2. Vận tốc băng tải:

v = 0,90 m/s

3. Đường kính tang:

D = 300 mm

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang 2


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
4. Thời gian sử dụng:
-Số năm

: n=8

-Số ngày trong tháng: t=24
-Số ca trong ngày

: c=3

-Số giờ một ca

: g=6

5. Đặc điểm tải trọng

: Va đạp nhẹ, bộ truyền quay 2 chiều

6. Chiều cao băng tải so với mặt ngang: h=1.5 m
KHỐI LƯỢNG THIẾT KẾ

1. Bản thuyết minh (A4)
2. Bản vẽ lắp hộp giảm tốc (A0)
3. Bản vẽ chế tạo bánh răng chủ động bánh trụ răng nghiêng (A3)

BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN
1. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
1.1. Chọn động cơ.
Để chọn động cơ điện cần tính cơng suất cần thiết.
Gọi N là cơng suất trên băng tải.
μ là hiệu suất chung.
Nct là công suất cần thiết.
Ta có: Nct
Trong đó:

=

N
µ

=

F .V
1000µ

F = 8300 ( N ) – Là lực kéo băng tải.
V = 0,85 ( m/s ) – Là vận tốc băng tải.
μ = μ1 μ22 μ34 μ4 ( bảng 2-1 ).

μ1 = 0,94 - Là hiệu suất bộ truyền đai
μ2 = 0,97 - Là hiệu suất bộ truyền bánh răng.

μ3 = 0,995 - Là hiệu sut ca mt cp ln.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Líp: HK5L

Trang 3


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
μ4 = 1 - Là hiệu suất của khớp nối.
Vậy: μ = 0,94 × 0,972 × 0,9954 × 1 = 0,87
Cơng suất cần thiết:
Nct =

N
F .V
8300 × 0,85
=
= 1000 × 0,87 = 8,1 ( KW )
µ
1000 µ

Ta phải chọn động cơ điện có cơng suất lớn hơn cơng suất cần thiết.
Chọn sơ bộ loại động cơ điện che kín quạt gió theo ( bảng 2P ). Ký hiệu A02 – 52.
Công suất định mức là 10 KW. Với các vòng quay là 2920 ( vòng/ phút ) và 1460 (
vịng/phút ).
Nếu chọn loại động cơ có số vịng quay lớn thì tỷ số truyền động chung tăng, dẫn
đến việc tăng khn khổ kích thước của máy và giá thành của thiết bị.
Nếu chọn số vòng quay thấp, tỷ số truyền động chung nhỏ, khuôn khổ của máy
nhỏ và giá thành hạ.

Ta chọn loại động cơ có ký hiệu là: A02 – 52 – 4.
Công suất động cơ:
Nct = 10 ( KW )
Số vòng quay:
nđc = 1460 ( vòng / phút )
1.2. Phân phối tỷ số truyền.
Tỷ số truyền động chung:
i=

ndc
nt

Trong đó: nt là số vịng quay của tang.

nt =

60 × 1000V 60 × 1000 × 0,85
=
= 47,77 ( vòng/phút )
3,14 × 340
πD

Lấy nt = 48 ( vịng/phút).
Vậy: i =

1460
= 30,56.
47,77

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến

Sinh viên thiết kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang 4


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
i = iđ .ibn . ibt = 30,56.
Trong đó iđ – Là tỷ số truyền của bộ truyền đai.
c- là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh.
ibt – Là tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng cấp chậm.
Chọn trước iđ = 2,5 ⇒ ibn . ibt =

30,56
= 12,224.
2,5

Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương
pháp ngâm trong dầu. Ta chọn ibn = ( 1,2 ÷ 1,3 ) ibt.
Ta lấy : ibn = 1,25 ibt.

⇒ ibt2=

12,224
= 9,7792 ⇒ ibt = 3,127
1,25

⇒ ibn = 3,91
Bảng hệ thống các số liệu:
Trục

Trục động cơ

Thông số
i

I

iđ = 2,5

n ( vòng/phút)
N ( KW )

1460
8,1

II
ibn = 3,91

584
7,614

III
ibt = 3,127

149,36
7,385

47,77
7,348

2. Thiết kế bộ truyền đai thang.
2.1. Chọn loại đai theo ( bảng 5-11 ).
Giả thiết vận tốc của đai v > 5 (m/s). Với công suất của động cơ là 8,1 KW.
Chọn loại đai Б
a0 = 14
h = 10,5
h0 = 4,1
a = 17
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang 5


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
F = 138 ( mm2 )
( diện tích )
2.2. Định đường kính bánh đai nhỏ.
Theo bảng 5-14. Loại đai Б có đường kính bánh đai nhỏ D1 = 140 ÷ 280 ( mm ).
Lấy D1 = 200 mm. Kiểm nghiệm vận tốc của đai.
V=

π .1460.D1 3,14.1460.200
=
= 15,3.
60.1000
60.1000

V < Vmax = ( 30 ÷ 35) m/s.
2.3. Tính đường kính D2 của bánh đai lớn.
D2 =

1460
(1 − 0,02) D1 = 2,45 D1 = 2,45 × 200 = 490 ( mm )s.
584

Lấy theo tiêu chuẩn ( bảng 5-15 ). D2 = 500 mm.
Số vòng quay thực n2' của trục bi dẫn:
n2' = (1 − 0,02 ) × 1460 ×

D1
200
= 0,98 × 1460 ×
D2
500

n2' = 572,32 vòng/phút
n1
1460
Tỷ số truyền = ′ =
= 2,55.
n2
572,32
2.4. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A theo ( bảng 5-16 ).
A ≈ D2 mm ⇒ A = 500 mm.
2.5. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách trục A.
Cơng thức 5-1.
2

(
D2 − D1 )
π
L = 2 A + ( D1 + D2 ) +
2
4A

3,14
L = 2 × 500 +
( 200 + 500) + ( 500 − 200)
2
4 × 500

2

L = 2144 mm

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang 6


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Lấy L theo tiêu chuẩn ( bảng 5-12 ).
Lấy L = 2120 mm.
Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong một giây:
u =

V 15,3
=
= 7,21
L 2120

u < umax = 10.
2.6. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu
chuẩn [công thức ( 5-2 )].
A=

2 L − π ( D1 + D2 ) +

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

A = 2 × 2120 − 3,14 × ( 200 + 500) +

A = 2 × 2120 − 3,14 × 700 +

[ 2 × 2120 − 3,14( 200 + 500) ] 2 − 8( 500 − 200) 2
8

[ 2 × 2120 − 3,14 × 700] 2 − 8 × 300 2
8

A = 487,42 mm.
Khoảng cách trục A thoả mãn điều kiện 5-19.
0,55( D1 + D 2 ) + h ≤ A ≤ 2( D1 + D 2 )
395,5 ≤ A ≤ 1400

Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai:
Amin = A – 0,015 L = 500 – 32,16 = 467,84 mm
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo sức căng.
Amax = A + 0,032 L = 500 + 64,32 = 564,32 mm
2.7. Tính góc ơm α1 ( cơng thức 5-3 ).
α1 = 1800 -

300
D 2 − D1
570 = 1800 570 = 1450
487,42
A

Góc ôm thoả mãn điều kiện: α1 = 1450 > 1200.

Gi¸o viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kế: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang 7


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
2.8. Xác định số đai Z cần thiết.
Chọn ứng suất căng ban đầu б = 1,2 N/mm2 và theo trị số D1 ( tra bảng 5-17).
Ứng suất có ích cho phép:[ бP ]0 = 1,74 N/mm2.
Số đai tính theo công thức 5-2:
Z≥

1000 ⋅ N

V [ σ P ] 0 ⋅ C t ⋅ C v ⋅ Cα ⋅ F

Trong đó Ct: Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng ( tra bảng 5- 6 ): 0,9.
Cα: Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ơm ( bảng 5 -18 ): 0,89.
Cv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc ( bảng 5 – 19 ): 0,94.
Z≥

1000 × 8,1
15,3 × 1,74 × 0,9 × 0,89 × 0,94 × 138

Z≥

1000 × 8,1
15,3 × 1,74 × 0,9 × 0,89 × 0,94 × 138

Z≥

8100
= 2,93
2766

Lấy Z = 3.
2.9. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai.
-

Chiều rộng bánh đai [công thức ( 5 – 23 )].
B = ( Z − 1) t + 2 S
B = ( 3 − 1) × 20 + 2 × 12,5 = 65.

( theo bảng 10 – 3 ta được t = 20; s = 12,5; e = 16; h0 = 5 ).

-

Đường kính ngồi của bánh đai.
Dn = D + 2h0 ⇒
Dn1 = 200 + 2 × 5 = 210 mm.
Dn2 = 500 + 2 × 10 = 520 mm.

-

Đường kính trong của bánh đai.
Dt = Dn - 2e ⇒
Dt1 = Dn1 - 2e = 210 - 2 × 16 = 178 mm.

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang 8


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Dt2 = Dn2 - 2e = 520 - 2 × 16 = 488 mm.
2.10. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
-

Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S0 = б0 . F = 1,2 × 138 = 165,6 N

-

Lực tác dụng lên trục:
R = 3 × S0 × Z × Sin

α1
= 3 × 165,6 × 3 × 0,953 = 1421 N
2

3. Thiết kế bộ truyền bánh răng.
3.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (Bánh răng trụ răng thẳng).
3.1.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa: бb = 600 N/mm2.
бch = 300 N/mm2.
HB = 190.Phơi rèn (giả thiết đường kính phơi
dưới 100 mm).
Bánh lớn: Thép 35 thường hóa: бb = 480 N/mm2.
бch = 240 N/mm2.
HB = 160 Phôi rèn (giả thiết đường kính phơi 300
÷ 500 mm).
3.1.2. Định ứng suất cho phép.
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn.
N2 = t . 60 . n = 16500 × 60 × 149,36 = 147866400.
Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
Ni = i . N2 = 3,91 × 147866400 = 578157624.
Ta có N1, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn ( 107 ) nên khi tính ứng suất cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn lấy KN' = KN'' = 1.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nh.
[]tx1 = 2,6 ì190 = 494 N/mm2.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng – Líp: HK5L

Trang 9


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn.
[б]tx2 = 2,6 ×160 = 416 N/mm2.
Ứng suất uốn cho phép: Đối với bánh răng bằng thép rèn thường hóa lấy hệ số an
toàn n = 1,5, hệ số tập trung ứng suất tại chân răng Kб = 1,8.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ữ 0,45 )bk = 0,425 ì 600 = 255 N/mm2.
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 và thép 35 l:
-1 = ( 0,4 ữ 0,45 )bk = 0,425 ì 480 = 204 N/mm2.
Vì bánh răng quay theo một chiều:
Với bánh nhỏ:
[б]u1 =

1,5 × 255
= 141,7 N/mm2.
1,5 × 1,8

Với bánh lớn:
[б]u2 =

1,5 × 204
= 113 N/mm2.
1,5 × 1,8

3.1.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3.
3.1.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.

ψA = 0,15 ÷ 0,45. Chọn ψA = 0,3.
3.1.5. Tính khoảng cách trục A.
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
2

 1,05 × 10 6  K .Ν
 .
Α ≥ (i ± 1)3 
[
σ
]
⋅
i
tx

 ψ Α .n2
2

 1,05 × 10 6  1,3 × 7,614
3
 .
Α ≥ (3,91 + 1) 
 416 × 3,91  0,3 × 149,36
A 221,7 mm.

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
10
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang

Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
3.1.6. Tính vận tốc vịng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng.
Vận tốc vịng:
V=

2 × π × 221,7 × 584
= 2,76 m/s.
60 × 1000( 3,91 + 1)

Vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9.
3.1.7. Định chính xác hệ số tải trọng.
Vì tải trọng không thay đổi và độ rắn của các bánh răng nhỏ hơn 350 HB nên Ktt = 1.
Với cấp chính xác 9 và vận tốc vịng V = 2,7623. Tra bảng 3-13 tìm được Kđ = 1,45.
Do đó: K = Ktt . Kđ = 1 ×1,45 = 1,45.
Trong đó:
Ktt: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền khơng chạy mịn.
Kđ: Hệ số tải trọng động dùng cho bánh răng thẳng.
Vì K = 1,45 khác nhiều so với K = 1,3 chọn sơ bộ.
A = 221,7.

3

1,45
= 230 mm.
1,3

3.1.8. Xác định mô đun số răng và chiều rộng bánh răng.

- Mơ đun: m = ( 0,01 ÷ 0,02 )230 = 2,3 ÷ 4,6 mm. Lấy m = 3.
- Số răng bánh nhỏ: Z1 =

2 × 230
= 31,287 ⇒ Z1 = 31
3( 3,91 + 1)

- Số răng bánh lớn: Z2 = 31 × 3,91 = 121.
- Chiều rộng bánh răng: b = ψA . A = 0,3 × 230 = 69 mm.
3.1.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:
бu =

19,1 ×10 6 × K × N ∗
≤ [σ ]u
y × m 2 × z ì n ìb

Trong ú:
y- h s dng rng.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
11
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Träng – Líp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
z- số răng.
n- Số vịng quay.

N* - Cơng suất bộ truyền.



y = 0,501 +

20 

2 

 20 
 = 0,823.
 31 
20 

 = 0,583.
Với bánh răng nhỏ: y2 = 0,501 +
 121 

Với bánh răng nhỏ: y1= 0,501 +

Ứng suất tại chân răng:
Bánh nhỏ:
19,1 × 10 6 × 1,45 × 7,614
бu1 =
= 22,79 N/mm2 ≤ [ б]1 = 141,7 N/mm2.
0,823 × 32 × 31 × 584 × 69
Bánh lớn:
бu2 = бu1 .

y1
0,823
= 22,79 .
= 32,2 N/mm2 ≤ [ б]2 = 113 N/mm2.
y2
0,583

3.1.10. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyền.
Mô đun m = 3 mm.
Số răng: Z1 = 31, Z2 = 121.
Góc ăn khớp: α = 200.
Đường kính vịng chia:
d1 = 3 × 31 = 93 mm.
d2 = 3 × 121 = 363 mm.
Khoảng cách trục: A =

93 + 363
= 228 mm.
2

Chiều rộng bánh răng: b = 69 mm.
Đường kính vịng đỉnh răng:
De1 = d1 + 22 = 93 + 22 = 99 mm.
De2 = d2 + 22 = 363 + 22 = 369 mm.
Đường kính vòng chân răng:
Di1 = d1 -2,5m = 93 – 2,5 × 3 = 85,5 mm.
Di2 = d2 -2,5m = 363 2,5 ì 3 = 355,5 mm.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
12
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng – Líp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
3.1.11 Lực tác dụng lên trục.
Lực vịng:
P=

2n x
2 × 9,55 × 10 6 × 7,614
=
= 2678 N.
d
93 × 584

Lực hướng tâm
Pn = P . tgα = 2678 . tg200 = 975 N.
3.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bộ truyền bánh răng nghiêng).
3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.
Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa: бb = 580 N/mm2.
бch = 290 N/mm2.
HB = 190 Phôi rèn (giả thiết đường kính phơi 100 ÷ 300 mm).
Bánh lớn: Thép 35 thường hóa: бb = 480 N/mm2.
бch = 240 N/mm2.
HB = 160 Phơi rèn (giả thiết đường kính phơi 300 ÷ 500 mm).
3.2.2. Định ứnh suất cho phép.
Số chu kỳ làm việc của bánh lớn.
N2 = t . 60 . n = 16500 × 60 × 47,77 = 47292300.

Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ:
Ni = i . N2 = 3,127 × 47292300 = 147883022.
Vì N1, N2 đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong
mỏi uốn ( 107 ) nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn lấy KN' = KN'' = 1.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:
[б]tx1 = 2,6 ×190 = 494 N/mm2.
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn.
[б]tx2 = 2,6 ×160 = 416 N/mm2.
Định ứng suất cho phép, lấy hệ số an toàn n = 1,5và hệ số tập trung ứng suất ti
chõn rng K = 1,8.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
13
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Vì phơi rèn thép thường hóa, nên:
Giới hạn mỏi của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ÷ 0,45 )бbk = 0,425 × 580 = 246,5 N/mm2.
Giới hạn mỏi của thép 45 và thép 35 là:
б-1 = ( 0,4 ữ 0,45 )bk = 0,425 ì 480 = 204 N/mm2.
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ:
[б]u1 =

1,5 × 246,5
= 137 N/mm2.
1,5 × 1,8

Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn:
[б]u2 =

1,5 × 204
= 113 N/mm2.
1,5 × 1,8

3.2.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3.
3.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng.
ψA = 0,15 ÷ 0,45. Chọn ψA = 0,4.
3.2.5. Tính khoảng cách trục A.
Với bánh răng trụ răng nghiêng:
2

 1,05 × 10 6 
K .Ν
3
 .
Α ≥ (i ± 1) 
 [σ ] tx ⋅ i  θ ′.ψ Α .n2
θ' = 1,15 ÷ 1,35 - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc
của bánh răng nghiêng. Lấy θ' = 1,25.
Ta có:
2

 1,05 × 10 6 
1,3 × 7,385
 .
Α ≥ (3,127 + 1)3 

 416 × 3,127  1,25 × 0,4 × 47,77
A ≥ 264 mm.
3.2.6. Tính vận tốc vịng và cấp chính xác chế tạo bỏnh rng.
Vn tc vũng:
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
14
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
V=

2π ⋅ 264 ⋅ 149,36
= 1,0 m/s.
60 ⋅ 1000( 3,127 + 1)

Vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác 9.
3.2.7. Định chính xác hệ số tải trọng.
Vì tải trọng khơng thay đổi và độ rắn của các bánh răng nhỏ hơn 350 HB nên Ktt =
1,1 hệ số tập trung tải trọng tra bảng 3-12.
Giả sử: b >

2,5mn
sin β

Với cấp chính xác 9 và vận tốc vòng V = 1,0 m/s < 3 m/s. Tra bảng 3-13 tìm được
Kđ = 1,2.

Do đó: K = Ktt . Kđ = 1,1 ×1,2 = 1,32.
Vì trị số K chênh lệch không nhiều so với K = 1,3 chọn sơ bộ.
Khoảng cách trục A = 264 mm.
3.1.8. Xác định mơ đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng.
- Mô đun pháp: mn = ( 0,01 ÷ 0,02 )264 = 2,64 ÷ 5,28 mm. Lấy mn = 4.
Sơ bộ chọn góc nghiêng: β = 100, Cnβ = 0,985.
- Tổng số răng của hai bánh:
Zt = Z1 + Z2 =
- Số răng bánh nhỏ: Z1 =

2 × 264 × 0,985
= 130.
4

2 A ⋅ Cnβ
2 × 264 × 0,985
=
= 31,5 ⇒ Z1 = 32
mn( i ± 1)
4( 3,127 + 1)

- Số răng bánh lớn: Z2 = Zt - Z1 = 130 - 32 = 98.
- Tính chính xác góc nghiêng β:
 130 × 4 
 = 0,985
 2 × 264 

Cosβ = 

⇒ β = 100.

- Chiều rộng bánh răng: b = ψA . A = 0,4 × 264 = 105,6 mm.
- Chiều rộng b thoả mãn iu kin:

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
15
Sinh viên thiÕt kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
b>

2,5mn
2,5 × 4
=
= 57,6 mm.
sin β
sin 10 0

3.2.9.Điều kiện sức bền của răng:
Số răng tương đương của bánh nhỏ:
Ztđ1 =

32

( 0,985) 3 = 33,5.

Số răng tương đương của bánh lớn
Ztđ2 =

98

( 0,985) 3 = 102,5.

Hệ số dạng răng:



y = 0,501 +

20 

2 

 20 
 = 0,8125.
 32 
 20 
Với bánh răng nhỏ: y2 = 0,501 +  = 0,60.
 98 

Với bánh răng nhỏ: y1= 0,501 +

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng công thức 3-34
бu =

19,1 × 10 6 × K × N ∗

2

γ × mn × z × n × b × θ ′′

≤ [σ ] u

θ'' - Hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng
nghiêng. θ'' = 1,4 ÷ 1,6. Lấy θ'' = 1,5.
Ứng suất tại chân răng bánh nhỏ:

19,1 × 10 6 × 1,32 × 7,35
бu1 =
= 18,8 N/mm2 ≤ [ б]u1 = 137
0,8125 × 4 2 × 32 × 149,77 × 105,6 × 1,5
N/mm2.
Ứng suất tại chân răng bánh lớn:
бu2 = бu1 .

y1
0,8125
= 18,8 .
= 25 N/mm2 ≤ [ б]u2 = 113 N/mm2.
y2
0,6

3.2.10. Các thơng số hình học chủ yếu của bộ truyn.
Mụ un mn = 4 mm.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
16
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Líp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Số răng: Z1 = 32, Z2 = 98.
Góc ăn khớp: αn = 200.
Góc nghiêng: β = 100.
Đường kính vịng chia:
d1 =

4 × 32
= 130 mm.
0,985

d2 =

4 × 98
= 398 mm.
0,985

Khoảng cách trục: A = 264 mm.
Chiều rộng bánh răng: b = 105,6 mm.
Đường kính vịng đỉnh răng:
De1 = d1 + 2mn = 130 + 8 = 138 mm.
De2 = d2 + 2mn = 398 + 8 = 406 mm.
Đường kính vịng chân răng:
Di1 = d1 -2,5mn = 130 – 2,5 × 4 = 120 mm.
Di2 = d2 -2,5mn = 398 – 2,5 × 4 = 388 mm.

3.2.11 Lực tác dụng lên trục.
Lực vịng:
2n x
2 × 9,55 × 10 6 × 7,614
P=
=
= 2678 N.
d
93 × 584

Lực hướng tâm
Pn =

Ρ ⋅ tgα
7264 × tg 20 0
=
= 2685 N.
cos β
cos10 0

Lực dọc trục:
Pa = P tgβ = 7264 tg100 = 1280 N.

Gi¸o viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
17
Sinh viên thiết kế: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang

Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
4. Tính tốn thiết kế trục và then.
4.1. Tính đường kính sơ bộ của các trục theo cơng thức ( 7 -2 )
d ≥ C ⋅3

Ν
n

- Đối với trục I:
N = 7,614 KW.
n = 584 vòng/phút.
C - Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép [ ]x.
C = 110 ÷ 130. Ta lấy: C = 120.
d1 = 120 ⋅ 3

7,614
= 28,24 mm.
584

Lấy d1 = 28 mm.
- Đối với trục II:
N = 7,385 KW.
n = 149,36 vòng/phút.
d2 = 120 ⋅ 3

7,385
= 44,5 mm.
149,36

Lấy d2 = 45 mm.
- Đối với trục III:
N = 7,348 KW.
n = 47,77 vòng/phút.
d3 = 120 ⋅ 3

7,348
= 64,4 mm.
47,77

Lấy d3 = 65 mm.
Quan hệ kích thc gia cỏc yu t ca hp gim tc.

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
18
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4

a- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp. a = 10 ÷
15 mm, đối với hộp giảm tốc cỡ nặng có thể lấy lớn hơn.
b1 – Là chiều rộng của bánh răng cấp nhanh: b1 = 69 mm.
b – Là chiều rộng của bánh răng cấp chậm: b = 105,6 mm.
B – Là chiều rộng của ổ lăn tra bảng 14P cỡ trung.
Trục I có: d1 = 28,24 mm. Ta được B1 = 19 mm.
Trục II có: d2 = 44,5 mm. Ta được B2 = 25 mm.

Trục III có: d3 = 64,5 mm. Ta được B3 = 33 mm.
C – Là khoảng cách giữa các chi tiết quay.
C = 10 ÷ 15 lấy như a.
Δ – Là khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp.
Δ ≥ 1,2 δ = 1,2 × 8,28 = 9,936.
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
19
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Δ là chiều dày hộp giảm tốc hai cấp δ = 0,02A + 3
Δ = 0,02 × 2,64 + 3 = 8,28 mm.
Lấy Δ = 12 mm.
l- Là khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng.
l = B2 + 2l2 + a + b1 + b + c + a
l1 – Là khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặt lực của bánh đai tác dụng lên
trục.
l1 =

Β
1
l5 + l 4 + l3 + 2
2
2

l2 – Là khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp.

l2 = 5 ÷ 10 mm.
l3 – Là chiều cao cảu nắp và đầu bu lơng.
l3 = 15 ÷ 20 mm.
l4 – Là khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngồi hộp.
l4 = 10 ÷ 20 mm.
l5 – Là chiều dài phần may ơ lắp với trục.
l5 = (1,2 ÷ 1,5) d = (1,2 ÷ 1,5) × 28,24 = 33,9 ÷ 42,3 mm.
l7 – Là khe hở gữa trục và bánh răng.
l7 ≈ 20 mm.
Tổng khoảng cách trục A:
An + Ac = 228 + 264 = 492 mm.
Đường kính khớp nối: D = 250.
Tra sơ bộ theo mơ men xoắn:
μx = 249054.
Đường kính bánh đai bằng 490 mm.
492 >

1
( 490 + 250) = 370 mm.
2

(*)

Kết luận: Hai đầu trục của hộp giảm tốc thò về một bờn. Vỡ nú tho món iu kin
(*).
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
20
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng – Líp: HK5L

Trang

Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Trục I:
Lực: Rđ = 1421 N.
Lực vòng: P1 = 2678 N.
Lực hướng tâm: Pn1 = 975 N.
Ta có:
Χ′ =

Β
25
69
+ l 2 + a + b + c + b1 =
+ 7 + 12 + 105,6 + 12 +
2
2
2
2

Χ ′ = 183,3 mm.
Β 69
25
Υ ′ = b1 + a + =
+ 12 +
= 59 mm.
2
2 2
2

Ζ′ =

Β
69
40
+ l3 + l4 + l5 =
+ 17 + 15 +
= 64,5 mm.
2
2 2
2

Tính phản lực ở các gối trục.
+ Lấy mô men ở gốc A:

∑mΑ

y

= R đ ⋅ Ζ′ − Ρr1 ⋅ Υ ′ + R By ( Χ ′ + Υ ′) = 0

⇒ R By = Ρn1
Với

R

đ

⋅ Υ ′ − R đ ⋅ Ζ′ 975 × 59 − 1421× 64,5
=

= −140 N
( Χ ′ + Υ ′)
183,3 + 59

= 975 × 59 = 1421

Vậy RBy có chiều ngược lại với chiều đã chọn.

R

Ay

= R đ + P r1 − R By = 1421 + 975 − ( − 140 ) = 2536 N

∑ m Α = Ρ ⋅ Υ ′ − R ( Χ ′ + Υ ′) = 0
x

RBx =
R

Ax

1

P ⋅Y ′
1

X′+Y′

Bx

=

2678 × 59
= 670,6 N.
176,6 + 59

= P1 − R Bx = 2678 − 670,6 = 2007,4 N.

Tính mơ men uốn ở những tiết diện nguy hiểm.
+ Ở tiết diện n – n:
Mu n – n = Rđ. Z' = 1421 × 64,5 = 91651 N.mm
+ Ở tiết diện m m:
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
21
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
M um− m = M uy2 + M ux2
Trong đó:
M uy = Rby . X ′ = −140 × 183,3 = −25662 N.mm
M ux = Rbx . X ′ = 670,6 × 183,3 = 122920 N.mm
⇒ M um−m = 25662 2 + 122920 2 = 125570 N.mm
Tính đường kính trục ở hai tiết diện n – n và m – m.
Theo công thức 7 – 3
d ≥3

M tđ
mm.
0,1[σ ]

Đường kính trục ở tiết diện n – n:
Ở đây
M tđ = M u2 + 0,75M x2
M tđ = 916512 + 0,75 × 124510 2 = 141516 N.mm
Mx =

9,55 × 10 6 × Ν 9,55 × 10 6 × 7,614
=
= 124510 N.mm
n
584

d n −n ≥ 3

141516
= 30,5 mm
0,1 × 50

Đường kính trục ở tiết diện m – m
M tđ = 121178 2 + 0,75 × 124510 2 = 162207 N.mm
162207
= 32 mm
0,1× 50
Đường kính ở tiết diện n – n lấy bằng 35 mm ( ngõng trục lắp ổ ) và đường kính ở
d m−m ≥ 3

tiết diện m – m lấy bằng 38 mm, lớn hơn giá trị tính được vỡ cú rónh then.

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
22
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoàng Trọng Lớp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4

Trục II:
Lực vòng: P2 = 2678 N.
Lực hướng tâm: Pr2 = 975 N.
Lực dọc trục Pa2 = 1280 N.
Lực P3 = 7264 N.
Lực Pr3 = 2685 N.
Ta có:
Χ ′′ =

Β
105,6
b 25
+ l2 + a + =
+ 7 + 12 +
= 84,3 mm
2
2

2
2

b 69
105,6
Υ ′′ = b1 + c + =
+ 12 +
= 99,3 mm.
2
2 2
2
Ζ′′ =

b1
B 69
25
+ a + l2 + =
+ 12 + 7 + 12,5 +
= 66 mm.
2
2
2
2

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
23
Sinh viên thiết kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang

Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Tính phản lực ở các gối đỡ trục.
+ Lấy mô men ở gốc A:

∑ mcy
⇒ RDy =

= Pr 3 .Z ′′ − Pr 2 ( Z ′′ + Y ′′) − Pa 2 .

d2
+ RD y ( X ′′ + Y ′′ + Z ′′) = 0
2

d2
406
− Pr 3 .Z ′′ 975 × 165,3 + 1280 ×
− 2685 × 66
2
2
=
= 1004 N
X ′′ + Y ′′ + Z ′′
84,3 + 99,3 + 66

Pr 2 ( Z ′′ + Y ′′) + Pa 2.

RCy = Pr 3 + RDy − Pr 2 = 2685 + 1004 − 975 = 2714 N

∑ m cx

= P3 .Z ′′ + P2 ( Z ′′ + Y ′′) − RD x ( X ′′ + Y ′′ + Z ′′) = 0

⇒ RDx =

P3 .Z ′′ + P2 ( Z ′′ + Y ′′) 7264 × 66 + 2678 × 165,3
=
= 3800 N
X ′′ + Y ′′ + Z ′′
84,3 + 99,3 + 66

RCx = P3 − RDx + P2 = 7264 − 3800 + 2678 = 6142 N
Tính mơ men tổng cộng:
M u = M uy2 + M ux2
Ở tiết diện e – e:
M ue −e = 179124 2 + 405372 2 = 443183 N.mm
M uy = Rcy .Z ′′ = 2714 × 66 = 179124 N.mm
M ux = Rcx .Z ′′ = 6142 × 66 = 405372 N.mm
Ở tiết diện i – i
M ui −i = 77609 2 + 293740 2 = 303820 N.mm
M uy = RDy . X ′′ = 1004 × 77,3 = 77609 N.mm
M ux = RDx . X ′′ = 3800 × 77,3 = 293740 N.mm
Đường kính trục ở tiết diện e – e:
d e −e ≥ 3

M t
mm.
0,1[ ]

M t = M u2 + 0,75M x2
Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
24
Sinh viên thiết kế: Bùi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang


Trờng ĐHSPKT Hng Yên Khoa : Khoa cơ khí
Đề sè 4
Mx =

9,55 × 10 6 × Ν 9,55 × 10 6 × 7,385
=
= 472193 N.mm
n
149,36

M tđ = 443183 2 + 0,75 × 472193 2 = 603022 N.mm
Vậy d e −e ≥ 3

603022
= 49,4 mm
0,1 × 50

Đường kính trục ở tiết diện i – i
M tđ = 303820 2 + 0,75 × 472193 2 = 509442 N.mm
d i −i ≥ 3

509442

= 46,7 mm
0,1 × 50

Ở hai đoạn trục này đều có làm rãnh then để cố định bánh răng theo
phương tiếp tuyến, vì vậy đường kính trục lấy lớn hơn so với tính tốn:
d e −e = 55 mm
d i −i = 52 mm
Đường kính lắp ổ lăn d = 45 mm.

Giáo viên hớng dẫn: Ths Nguyễn Văn Huyến
25
Sinh viên thiÕt kÕ: Bïi Hoµng Träng – Líp: HK5L

Trang