Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech Đề IA

KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP. HCM
KHOA CƠ – ĐIỆN – ĐIỆN TỬ
BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐẾ SỐ: IA.5
THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG NGHIÊNG
Sinh viên thực hiện: NGUYỄN CHÍ CƯỜNG
MSSV: 1511040210
Lớp: 15DCK02
Ngành đào tạo: Kỹ Thuật Cơ Khí
GVHD: Dương Đăng Danh

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

1


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

MỞ ĐẦU!
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào
tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và

các quá trình cơ bản khi thiết kế máy. Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được
làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy, các tính năng cơ bản của các chi
tiết máy thường gặp. Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá
trình học tập môn Chi tiết máy, Chế tạo phôi, dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí, nó có nhiêm vụ biến đổi
vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy. Khi nhận
đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án
môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán, chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết
có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh.
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động.
Sinh viên thực hành
Nguyễn Chí Cường

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

2


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP. HCM
KHOA CƠ - ĐIỆN - ĐIỆN TỬ


ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ: 5
Phương án: I a
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
I – Thiết kế trạm dẫn động cho băng
tải theo thứ tự sơ đồ truyền động
như sau:
1.
2.
3.
4.
5.

1

2

Động cơ điện
Bộ truyền đai
Hộp giảm tốc bánh răng nghiêng
Khớp nối
Tang và băng tải

3
5

4

v

II – Các số liệu ban đầu:
- Lực kéo băng tải P (N):

6400

- Vận tốc băng tải V (m/s): 0.72
- Đường kính tang D (mm): 200
- Thời hạn phục vụ 5 năm
- Sai số cho phép về tỉ số truyền i = (2 ÷3) %
- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thai đổi không đáng
kể, mỗi năm làm việc 300 ngày.

III. Nhiệm vụ:
1.
2.
3.
4.

Lập sơ đồ động để thiết kế, tính toán
Một bản thuyết minh để tính toán
Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ giấy A0
Nộp File điện tử (thuyết minh word và bản vẽ) qua Email cho GVHD trước ngày
bảo vệ (Điều kiện bắt buộc để có điểm quá trình)

GVHD: DƯƠNG ĐĂNG DANH

SV TH: NGUYỄN CHÍ CƯỜNG
Ngày giao đề: 08/03/2017

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

3


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

PHẦN I
XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ
VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1. Xác định công suất trên trục động cơ:
Gọi Pct là công suất tính toán trên trục máy công tác (KW)
Pyđc là công suất yêu cầu động cơ (KW)
η là hiệu suất truyền động.
Có : Pyđc =

Pct
η

6400 . 0,72

Mà Pct =
= 4,608(KW)

1000
Lại có: η = ηk . ηbr . ηd . η3ol
ηk = 1
– Hiệu suất khớp nối
ηbr = 0.97
– Hiệu suất bộ truyền bánh răng
ηd = 0.95
– Hiệu suất bộ truyền đai
ηol = 0.99
– Hiệu suất của một cặp ổ lăn.
=> η = 1. 0,97. 0,95. 0,993 = 0,89
P
4,608
=>Pyđc = ct =
= 5,17 (KW)
η

0,89

2. Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện: nsb = nlv . ut
Ta có: nlv =

60.103 .V
π.D

=

60.103 . 0,72
3,14 . 200

= 68,7898 (vòng/phút)

ut : tỷ số truyền của hệ thổng dẫn động.
Trong đó : ut = un . uh
𝑢ℎ là tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ nghiêng 1 cấp. uh = 4
𝑢𝑛 là tỷ số truyền bộ truyền đai. un = uđ = 3
 ut = 4.3 = 12
nsb = 68,7898 . 12 = 825,4776 (vòng/phút)
Theo bảng 1.3 phụ lục ta chọn động cơ 4A132S6Y3:
Pđc = 5,5 KW
Nđc = 960 (vòng/phút)

3. Phân phối tỷ số truyền:
a) Tỷ số truyền:

uch =

Nđc
nlv

=

960
68,7898

= 13,9555

b) Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động:

uch = un . uh

 uch = uđ . uh

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

4


KHOA C Đ Đ T
 un =

uch
uh

=

GV HD: DUONG ĐANG DANH

13,9555
4

= 3,5

Phân phối tỷ số truyền như sau:
uch = 13,9555
un = 3,5
uh = 4

4. Công suất trên các trục:

Công suất động cơ trên trục II là
Pct
4,608
PII =
=
= 4,654 (KW)
ηol . ηk
0,99 . 1
- Công suất động cơ trên trục I là
PI
4,654
PI =
=
= 4,864 (KW)
ηol . ηbr 0,99 . 0,97
- Công suất động cơ trên trục (động cơ) là
PI
4,864
Pđc =
=
= 5,171 (KW
ηol . ηd
0,99 . 0,95
-

5. Tốc độ các trục quay
-

Tốc độ quay trên trục I là : n1 =

-

Tốc độ quay trên trục II là: n2 =

nđc
uđ
n1
uh

=
=

960

= 274,28(vòng/phút)

3,5
274,28
4

= 68,57(vòng/phút)

6. Momen xoắn trên các trục:
-

-

-

-

Momen xoắn trên trục động cơ:
Pđc
5,171
Mđc = 9,55. 106 .
= 9,55. 106 .
= 51440,677 (N. mm)
nđc
960
Momen xoắn trên trục I:
PI
4,864
MI = 9,55. 106 . = 9,55. 106 .
= 169356,86(𝑁. 𝑚𝑚)
n1
274,28
Momen xoắn trên trục II:
PII
4,654
MII = 9,55. 106 . = 9,55. 106 .
= 648179,96 (𝑁. 𝑚𝑚)
n2
68,57
Momen xoắn trên trục công tác:
PCT
4,654
MCT = 9,55. 106 .
= 9,55. 106 .
= 641773,37(N. mm)
nCT

68,57

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

5


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

PHẦN II
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT
Phương án: Ia.5
Thông số đầu vào: P=5.17kW, n=960 vg/ph, tỷ số truyền u=3,5
2.1. Chọn loại đai vải cao su vì đai vải cao su gồm nhiều lớp có độ bền mòn
cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng bởi sự thay đổi nhiệt độ và độ ẩm.
2.2. Định đường kính bánh đai nhỏ theo công thức:
3
3
𝑑1 = (5,2 … 6,4) √𝑇 = (5,2 … 6,4) √51440,76 = (193 … 238)𝑚𝑚
Chọn đường kính 𝑑1 = 200𝑚𝑚.

2.3. Tính vận tốc:
πd n

3,14.200.960

V= 1 =
=10,04m/s
60000
60000
Đường kính đai lớn:
d2 = d1 . u(1 − ɛ) = 200.3,5. (1 − 0,02) = 686mm
Trong đó: u - tỷ số truyền
ɛ=0,01÷ 0,02 hệ số trượt
Chọn đường kính 𝑑2 theo tiêu chuẩn d2 = 700mm

2.4. Tính tỷ số truyền chính xác theo công thức:
ut =

d2

700

=

= 3,57

d1 (1−ɛ) 200(1−0,02)

Sai lệch tỷ số truyền: ∆u=
Trục
Thông số

ut −u 3,57−3,5
u

=

3,5

TRỤC ĐỘNG
CƠ

U

=2%<3% thỏa điều kiện.
TRỤC I

3,5

TRỤC II
4

TRỤC CÔNG
TÁC
1

n(vòng / phút)

960

274,28

68,57

68,57

P(kW )

5,171

4,864

4,654

4,608

T(N.mm)

51440,677

169356,86

648179,96

641773,37

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

6


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

2.5. Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện:
15m ≥ a ≥ 2). (d1 + d2 = 2(200+700) =1800mm
Chọn a=2200mm.

2.6. Tính chiều dài L dây đai:
π(d1 +d2 )

L=2a+

2

+

(d2 −d1 )2
4a

= 2.1800 +

π(200+700)

7. Số vòng chạy i của đai trong 1 giây:
v
10,04
i= =
= 1,99 s −1 < [i] = 10s −1
L

2

+

(700−200)2
4.1800

= 5,047m

5,047

2.7. Tính góc ôm:
57

𝛼1 = 1800 − ( 𝑑2 − 𝑑1 ) =164,160 =2,8 rad
𝑎

2.8. Tính các hệ số 𝑪𝒊 :
Cα − hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai
Cα = 1 − 0,003(180 − α1 ) = 1 − 0,003(180-164,16) = 0.95
Cv − hệ số xét ảnh hưởng đến vận tốc (ct trang 57)
Cv =1-𝑘𝑣 (0,01v 2 − 1)=1-0,04(0,01. 10,042 − 1) = 0,99
Trong đó: 𝑘𝑣 = 0.04 đối với đai vải cao su
C0 = 1 do bộ truyền nằm ngang
Ft=1000.P1/v = 1000.4,864 /10,04 = 484,46N
- Theo bảng 4.8 tỉ số (δ/d1)max nên dung là 1/40(đai vải cao su), do đó
δ= d1/40=200/40 b= 5 mm, theo bảng 4.1 dùng đai E-800 có lớp lót
Chọn trị số δ tiêu chuẩn 5mm(với số lớp là 5).
Ứng suất có ích cho phép [б𝐹 ] đối với bộ truyền đai dẹt:
[бF ]= [бF ]0 C0 Cα Cv = 2,45.1.0,95.0,99 = 2,32MPa
- Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng

Chọn б0 = 1,8 MPa, theo bảng 4.9 ta được k1=2,5 và k2 =10,0
Do đó [б𝐹 ]0 = 2,5 – 10,0/200=2,45MPa,
Xác định chiều rộng đai theo công thức:
1000 . P1

.b ≥ 1000.P1

δ .v .[бF ]

=

1000 .5,171
5 .10,04 .2,45

= 42,04mm

Theo tiêu chuẩn bảng 4.1 ta chọn b= 50 mm
- Chiều rộng B bánh đai dẹt mắt thường nhìn thấy:
B = 1,1. b + (10÷15) = (65…70) mm
Chọn B= 65mm

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

7


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

2.9. Lực căng ban đầu theo điều kiện:
𝐹0 =[б0 ]𝑏δ=1,8.50.5=450N
Lực tác dụng lên trục:
α1
164,16
) = 1337,12N
Fr = 3F0 sin ( ) = 3.450. sin (
2
2

2.10. Từ điều kiện để không xảy ra trượt trơn:
F0 ≥

Ft efα +1
2 efα −1

Suy ra hệ số ma sát tối thiểu giữa đai và bánh đai:
1
2.450 + 484,46
) = 0,42
fmin =
ln (
2,8
2.450 − 484,46
Để giảm fmin ta tăng F0 bằng cách tăng chiều rộng đai b, giả sử ta tăng b = 60mm, khi
đó F0 = 540N và fmin = 0,34

2.11. Ứng suất lớn nhất trong đai:

αmax = б1 + бv + бu1 = б0 + 0,5бt + бv + бu1
450
484,46
5
бmax = 5.65 + 2.5.65 + 1200. 10,042 . 10−6 + 200 . 100 = 4,75MPa
2.12. Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

Lh =

(

бr m 7
) 10
бmax

2.36000.i

=

(

5 5 7
) 10
4,75

= 1008,39 giờ

2.3600.1,78

Trong đó: бr = 5MPa; i + 1,78s −1 ; m = 5.

BẢNG CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT
Thông số

Thông số

Đường kính bánh nhỏ d1 (mm)
Đường kính bánh lớn d2 (mm)
Khảng cách trục: A (mm)

200
700
1800

Chiều dài đai: L (mm)
Góc ôm đai : 𝛼1
Ứng suất cho phép : [бF ] (Mpa)
Chiều rộng đai: B (mm)
Lực căng ban đầu: F0 (N)
Lực tác dụng lên trục: Fr (N)
Tuổi thọ đai (giờ)

5047
164,160
2,32
65
484,46
1337,12
1008,39

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

8


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

PHẦN III
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ
RĂNG NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = PI = 4,864 (KW)
T1 = TI = 169356,86 (N.mm)
n1 = nI = 274,28 (vòng/phút)
u = ubr = 4
Lh = 1008.39 (giờ)

3.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB  350, bánh răng được
thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tập 1 ta có:
Với HB1  HB 2  (10 15)
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=170…217
+Chọn HB2=170
+Giới hạn bền:  b 2  600MPa.

+Giới hạn chảy:  ch 2  340MPa.
Bánh nhỏ: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB1=200
 b1  750MPa.
+Giới hạn bền:
+Giới hạn chảy:

 ch1  450MPa

3.2. Xác định ứng suất cho phép
3.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
theo công thức 6.1 và 6.2:
[ H ]  ( 0 H lim S H ).Z R .Z v .K xH .K HL

[ F ]  ( 0 F lim S F ).YR .Ys .K xF .K FL
Trong đó:
ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

9


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiết kế, ta lấy sơ bộ:

Z R .Z V .K xH  1

YR .YS .K xF  1
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có:
Bánh chủ động: SH1=1,1; SF1=1,75.
Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75.

 0 H lim ; 0 F lim -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:

 0 H lim   0 H lim  2.HB1  70  2.200  70  470(MPa)
 0 F lim   0 F lim  1,8.HB1  1,8.200  360( MPa)
1

3

1

3

+Bánh bị động:

 0 H lim   0 H lim  2.HB2  70  2.170  70  410(MPa)
 0 F lim   0 F lim  1,8.HB2  1,8.170  306(MPa) .
2

4

2

4

KHL, KFL - hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của
bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

K HL 

mH

N HO
N HE

N FO
N FE
mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6. (bảng 6.6 tr 95)
NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
NHO = 30.𝑯𝟐,𝟒
𝑯𝑩
 N HO  30.200 2,4  9,99.10 6.
1

K FL 

mF

N HO2  30.170 2, 4  6,76.10 6.
NFO=4.106.
NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
NHE = NFE =60.c.n.  ti (ct 6.6 tr93)
Trong đó:

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

10


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
Lh=  ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
Lh=1008,39 (giờ).
Ta có: NHE1 = NFE1 =60. c. n1. Lh= 60.1.274,28.1008,39 = 1,65. 107
NHE2 = NFE2 =60. c. n2. Lh= 60.1.68,57.1008,39 = 4,14. 106
Do:
NHE1 =1,65. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1

NHE2 = 4,14. 106 < NHO2 = 6,76. 106 Suy ra lấy KHL2 = 1
NFE1 = 1,65. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1
NFE2 = 4,14. 106 < NFO2 = 6,76. 106 Suy ra lấy KFL2 = 1
Do đó, ta có:
[ H 1 ] =470/1,1.1.1=427,3 MPa
[ H 2 ] =450/1,1.1.1=409,1 MPa
[ F1 ] =360/1,75.1.1=205,7 MPa
[ F 2 ] =342/1,75.1.1=195,4 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:
[ H ] =( [ H 1 ] + [ H 2 ] )/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa).

3.2.2. Ứng suất cho phép khi quá tải

[ H ]max  2,8. max(  ch1 ,  ch2) =2,8.  ch1 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
[ F ] 1max = 0,8  ch1=0,8.450= 360 ( Mpa)
[ F ] 2max = 0,8  ch2=0,8.340=272 (Mpa)
3.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a tr 96)

a w  k a .(u  1).3

T1 .k H
[ H ] 2 .u. ba

T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 169356,86(N.mm)
[ H ] -

ứng suất tiếp xúc cho phép. [ H ] = 481,2 (MPa).
Ka, - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
(bảng 6.5 tr 96) ta có: Ka=43

 ba -hệ số chọn theo bảng 6.6:  ba  0,3  0,5 .chọn  ba =0,32
Chọn theo bảng 6.7 với  bd  0,5. ba .(u  1) =0,5.0,32.(4+1)=0,8

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

11


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

k H - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức
bền tiếp xúc và uốn.
Tra bảng 6.7/98 [1] với
 bd = 0,8, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6. Chọn được:

K H

= 1,03 ;

K F

= 1,07
 a w  43.(4  1).3 169356,86.1,03  202,14[mm].
(418,2) 2 .4.0,3
Chọn aw= 200 (mm).

3.4 Xác định các thông số ăn khớp.
3.4.1. Xác định môđun pháp m:
m = (0,01  0,02) aw= 2  4
Chọn m = 4

3.4.2. Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng  =150.Suy ra cos  =0,9659
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:

Z1 

2.a w . cos  2.200.0,9659

 19,138
m.(u  1)
4.(4  1)

Chọn Z1= 19 (răng)
Số răng bánh lớn
Z 2  u.Z1 = 19.4 =76 (răng)
Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=76/19= 4
u u
44
.100% 
100%  0% .
Sai lệch tỷ số truyền U = t
u
4

Vì U = 0%< 4% , suy ra thoả mãn.

3.4.3. Xác định góc nghiêng của răng.
Tính lại góc 
m .( Z1  Z 2 )
4.(19  76)
  arccos
 arccos
 18°11’
2.a w
2.200



 = 18011’ (thỏa mãn)

Góc ăn khớp αtw

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

12


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

 tg 

 tg 20 
0
  arctg 
  20 57'.
o
 cos18 11' 
 cos  

 tw   t  arctg 

Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở

tg b  cos  t .tg

  b  (arctg (cos( 20 0 57' ).tg (18011' ))  17 0 3'.
3.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
dw1=2aw(ut+1) = 2.200/ (4+1) =80 (mm)
dw2=2aw - dw1= 320 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πdw1n1/60000 = 3,14.80.274,28/60000= 1,13 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,13 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta được cấp chính
xác của bộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB<350
+v= 1,14 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
KHv= 1,01
KFv= 1,04

Chọn : Ra = 1,25 ...0,63 (m)  ZR = 1.
HB<350, v= 1,13 (m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1.
với da = dw2 = 310,05 (mm)< 700mm suy ra KxH=1 (tr 91)
Chọn YR= 1
YS= 1,08- 0,0695. ln(m)= 1,08-0,0695. Ln (2) = 1,03
Với CCX=9, v= 1,14 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:

K H =1,13

K F =1,37
Hệ số tập trung tải trọng:

K H = 1,03 ; K F = 1,07 (chọn ở mục 2.3).

3.6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
3.6.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:

 H  Z M .Z H .Z  .

2.T1.K H .(u  1)
 [ H ].
2
b.ut .d w1

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

13

KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H  2. cos  b / sin 2 tw
ZH 

2. cos 17 0 3'
 1,7.
sin 2.20 0 57'





Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc
  tính theo công thức:
b . sin 
   w1
; với bw là bề rộng vành răng.
m .

bw   ba .aw  0,32.200  64.
64. sin 18 011'
 

 3,18  1.
2.
Khi đó theo công thức (6.36c):
Z 

1

 .

và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:

 1 1 

 1 1 
   1,88  3,2   cos   1,88  3,2   cos(1811' )  1,7.
 19 76 

 z1 z 2 

 Z 

1
 0,76
1,7

KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
K H  K H .K H .K Hv .
K H  1,03.1,13.1,1  1,28.

Thay vào ta được:

2.169356,86.1,28.(4  1)
 404,8[ MPa]
64.4.80 2
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức

 H  274.1,69.0,76.

[ H ]  [ H ]m12 .Z R .Z v .K xH

Ta thấy  H< [

=418,2.1.1.1= 418,2 MPa

và( [ H ] do vậy bánh răng đủ bền.
H

] max

 H ).100%/ [

H

]

=2,5%<10%

3.6.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Công thức:

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

14


KHOA C Đ Đ T
 F1 
F 
2

GV HD: DUONG ĐANG DANH

2.T1. .K F .Y .Y .YF 1
bw .d w1 .m

 F YF
1

2

YF1

  F 1 

 [ F2 ]

trong đó
Y 

1
1

 0,58 (hệ số kể đến sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang).
  1,7

Y  1 

0
140

 1

17 0 3'
 0,87
140

(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).

YF1 , YF2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
Z1
19

 22,15
3
3
cos  cos 18 011'
Z2
76



 88,62 .
3
3
cos  cos 18 011'

Z v1 
Z v2

Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: 

YF1  3,80.
YF2  3,60.

- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
K F  K F .K F .K Fv
.
K F  K F .K F .K Fv  1,07.1,37.1,04  1,524
KF

Vậy:
F 
1

2.193546,67.1,524.0,59.0,89.3,80
 109,05[ MPa]
60.89,95.2

Và:

F 
2

109,05.3,60
 103,31[ MPa ]
3,80

F1=109,05MPa < [F1]1 = 205,7 Mpa;
F2=103,31MPa < [F2]2 = 195,4 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
Do :

3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải:
Ứng suất tiếp xúc cực đại:
 H max   H . k qt  [ H ]max .

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

15


KHOA C Đ Đ T

k qt

- hệ số quá tải : k qt 

GV HD: DUONG ĐANG DANH

Tmax
 2,2
Tdn

→ Hmax = 407,71. 2√2,2 = 604,73 MPa  [ H ]max =1260 MPa
Ứng suất uốn cực đại
F1max =  F1 .kqt = 109,05.2,2= 239,91 MPa ≤ [ F!1 ]max =360 MPa

F2max =  F

2

.kqt = 103,31.2,2= 227,28 MPa ≤

[ F !1 ]max =272 MPa

3.6.4 Các thông số hình học của cặp bánh răng:
- Đường kính vòng chia:
m.z1
2.43

 89,11[mm]
cos  cos 15 o12'
m .z 2
12.150
d2 

 310,87[mm]
cos  cos 15 o12'
d a1  d1  2.m  89,11  2.2  93,11mm

d1 

- Đường kính đỉnh răng :

d a2  d 2  2.m  310,87  2.2  314,87mm

-Đường kính vòng cơ sở:
db1=d1cosα=89,11. cos200=83,73 m
db2=d2cosα=310,87. cos200=292,12 mm
-Khoảng cách trục chia:
a= (d1+d2)/2= (89,11+310,87)/2= 199,99 (mm)
-Đường kính chân răng:
.df1 = d1 - 2,5.m = 89,11 – 2,5.2 = 83,11 m
.df2 = d2 – 2,5.m = 310,87 – 2,5.2 = 305,87 mm

3.7 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
Thông số

Kí hiệu

Giá trị

Khoảng cách trục

aw

200 mm

Số răng

Z1
Z2
d1
d2
df1
df2
dw1

43 răng
150 răng
89,11 mm
310,87 mm
83,11 mm
305,87 mm
89,11 mm

Đường kính vòng chia
Đường kính chân răng
Đường kính vòng lăn

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

16


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

Góc profin gốc

dw2
da1
da2
db1
db2
x1
x2
α

310,87 mm
93,11 mm
314,87 mm
83,73 mm
292,12 mm
0
0
200

Góc profin răng

αt

20039’

Góc ăn khớp

αtw

20039’

Hệ số trùng khớp ngang

εα

1,679

Hệ số trùng khớp dọc



2,5

Mô đun pháp

m

4 mm

Góc nghiêng của răng



15012’

Đường kính đỉnh răng

Đưòng kính cơ sở
Hệ số dịch chỉnh

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

17


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

PHẦN IV
XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRỤC VÀ THEN
4.1 Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1 Chọn vật liệu.
Sử dụng thép C45, thường hóa, có HB = 170 ÷ 217, b = 600MPa, ch = 340Mpa, với
ứng suất xoắn cho phép  = 12 ÷ 30 MPa tùy thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.

4.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục.
d ksb 

3

Tk
(mm)
0, 2  

-Trục I chọn [] = 20Mpa, TI =169356,86 N.mm
-Trục II chọn [] = 20 Mpa, TII =648179,96N.mm
Suy ra:
T
d1  3
= 3 169356,86 = 34,85 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn d1 =35(mm)
0,2. 
0,2.20
d2  3

T
=
0,2. 

3

648179,96
= 54,51 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn d2 =55(mm)
0,2.20

Chọn sơ bộ đường kính trục là:
- Chọn d1sb=35mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b01=21mm.
- Chọn d2sb=55mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b02=29mm.

4.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:
-Chiều dài may ơ bánh đai, bang răng trên trục I:
lm=(1,2 ÷ 1,5)dsb
=>lm13=(1,2 ÷ 1,5). d1 =(1,2 ÷ 1,5)35=(42 ÷ 52,5 ) mm
=> lấy lm13 = 42mm

=> Chọn lm12 = lm13 = 42mm
Chiều dài may ơ bánh răng và khớp nối trên trục II:
lmki = (1,2÷ 1,5). dsh
=> lm23 = (1,2÷ 1,5). 55 = (66 ÷ 82,5) => lấy lm23 = 80mm
=> Chọn lmK = lm23 = 80mm
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách
giữa các chi tiết quay:

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

18


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

k1 = (8÷ 15) => lấy k1=10 mm;
-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:
k2 = (5÷ 15) => lấy k2=10mm;
-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:
k3 = (10÷ 20) => lấy k3=15mm;
-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông:
hn = (15÷ 20) hn=20m
• Với trục I
lc12 = 0,5. (lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5. (42 +21) + 15+20 = 66,5
 Lấy l12 = 67mm
l12 = - lc12 = -67mm chọn l12 = 67 mm

l13= 0,5. (lm12+b01) + k1 + k2=0,5. (45+21) +10 +10= 53 mm
l11 = 2. l13 = 2.53 = 106 mm
• Với trục II
l21 = l11 =106 mm;
l22 = - lc22 = 0,5. (lm23+b02) + k3 + hn=0,5. (80+29) +10 + 20 =84,5 mm
 lấy l22 = 85mm
Sơ đồ sơ bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Khoảng cách giữa các gối đỡ

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

19


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

4.2 Tính toán trục

4.2.1Xác định lực tác dụng lên trục:
Các lực tác dụng lên trục I gồm có:
+ Momen xoắn từ trục động cơ truyền cho trục I, T1 = 169356,86 Nmm
+ Lực vòng:
Ft1 =

2.T1

dw1

=

2 . 169356,85
89,11

= 3801,07N

+ Lực hướng tâm:
Fr1 = Ft1. tgatw / cosβ
 Fr1 = 3801,07. tg(20°39’) / Cos(15°12’) = 1458,33N
+ Lực dọc trục:
Fa1 = Ft1. Tgβ
 Fa1 = 3801,07. tg(15°12’) = 1032,73N
 Fk = (0,2 ÷ 0,4). Ft1 = (760,21 ÷ 1520,42)
 Lấy Fk = 1520N

4.2.2 Trục I:

-

Tại mặt phẳng Oyz:

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

20

KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

+ Phản lực theo phương của y:
∑ 𝑀𝑦(𝐵) = - Fr. l12 - RDy. l11 – Fr1. l13 – Fa1. dw1/2 = 0
 RDy = (- Fr. l12 – Fr1. l13 – Fa1. dw1/2) / l11
= (-1337,12. 67 - 1458,33. 53 – 1032,73. (89,11/2))/ 106
= - 2008, 41N (ngược chiều với hình vẽ đã chọn)
∑ 𝐹 = Fr – RBy – Fr1 + RDy
 RBy = Fr – Fr1 + RDy = 1337,12 – 1458,33 + 2008,41 = 1887,2 N
+ Tại mặt phẳng Oxz:
∑ 𝑀𝑥(𝐵) = Ft1. l13 + RDx. l12
 RDx = Ft1. l13/ l11 = (3801,07. 53)/ 106 = 1900,53N
∑ 𝐹 = - RBx + Ft1 – RDx
 RBx = Ft1 - RDx = 3801,07 – 1900,53 = 1900,54N
+ Momen tương đương trên các mặt cắc được tính theo công thức:
2
2
M C  M Cx
 M Cy
 0.75.T12

M C  (1900,54.53) 2  (2008,41.53) 2  0,75(169536,86) 2
= 207335,84
Tính đường kính của trục:
+ Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có d1sb = 35mm, vật liệu thép C45, tôi cải
thiện có b = 600MPa, theo bảng 10.5 – Tr 195 TL 1 ta có trị số của ứng suất cho phép
của vậy liệu chế tạo trục là:   = 63MPa

Đường kính trục có mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:
MC
207335,84
M td
3
 32,04(mm)
d 3
=> d C  3
0,163
6,3
0,1 

 Chọn d = 35mm => tại các ổ lăn d = 30mm và tại chỗ nỗi day đai d= 28mm

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

21


KHOA C Đ Đ T

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

GV HD: DUONG ĐANG DANH

MSSV: 1511040210

22

KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

4.2.3Trục II:

+ Phản lực theo phương của y:
∑ 𝑀𝑦(𝐺) = RQy. l22 + Fr2. l13 – Fa2. dw2/2 = 0
 RQy = (Fa2. dw2/2 – Fr2. l13) / l21
= (1032,73. (310,87/2) – 1458,33. 53)/ 106
= 785,19N
∑ 𝐹 = – RGy + Fr2 + RQy
 RGy = Fr2 + RQy =1458,33 + 785,19 = 2243,52 N
+ Tại mặt phẳng Oxz:
∑ 𝑀𝑥(𝑃) = Fk. (l23 + l22) – RQx. l21 – Ft2. l23
 RQx = (Ft2. l23 - Fk. (l23 + l22)) / l11
= (1520. 191 – 3801,07. 53)/ 106
= 838,33N
∑ 𝐹 = RGx – Ft2 – RQx + Fk
 RGx = Ft2 + RQx – Fk = 3801,07 + 838,33– 1520 = 3119,4N
+ Momen tương đương trên các mặt cắc được tính theo công thức:
2
2
M P  M Px
 M Py
 0.75.T22

M C  (3119,4.53) 2  (2243,52.53) 2  0,75(648179,96) 2

= 597139,12N
Tính đường kính của trục:
+ Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có d2sb = 50mm, vật liệu thép C45, tôi cải
thiện có b = 600MPa, theo bảng 10.5 – Tr 195 TL 1 ta có trị số của ứng suất cho phép
của vậy liệu chế tạo trục là:   = 50MPa
Đường kính trục có mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:
M td
MP
597139,12
d 3
3
 49,24(mm)
=> d C  3
0,1 
0,163
5

 Chọn d = 55mm => tại các ổ lăn d = 50mm và tại khớp nối với bang tải d= 45

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

MSSV: 1511040210

23


KHOA C Đ Đ T

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

GV HD: DUONG ĐANG DANH

MSSV: 1511040210

24


KHOA C Đ Đ T

GV HD: DUONG ĐANG DANH

4.2.4. Kiểm nghiệm trục (trục II) theo độ bền mỏi.
Với thép 45 có:  b  600MPa ,  1  0,436. b  0,436.600  261,6MPa

 1  0,58. 1  0,58.261,6  151,728MPa ,
Theo bảng 10.7 ta có:
   0,05 ,    0
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng ta có:

 aj   max j 

Mj

và  mj  0 ; với W j 

Wj

Nên:  aj   max j 

Mj

Wj

 .d 3j
32

bt1 .d j  t1 

2



2.d j

(trục có một rãnh then)

Mj



 .d 3j

b.t1 .d j  t1 

2


32
2.d j
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có:
 .d 3j bt1 .d j  t1 2

 max j
Tj

 mj   aj 

với W0 j 
2
2.Woj
16
2.d j
Nên

 mj   aj 

Tiết diện

 max j
2



Tj
2.Woj



Tj

  .d 3j bt1 .d j  t1 2
2.


 16
2.d j







Đường
kính trục

b*h

t1

W

W0

a

a

50
55
45

0

16 * 10
14 * 19

0
6
5,5

12265,62
14230,12
7606,76

24513,24
30555,67
16548,4

9,93
8,55
0

22,33
10,6
19,58

1.1
2-2
3-3

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.
Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục II ta thấy các tiết diện nguy hiểm
là tiết diện lắp bánh răng II và tiết diện lắp ổ lăn 2. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ

bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

s  s .s / s2  s2  s
Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho, [s] = 1,5...2,5
s , s - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp,
được tính theo công thức sau:

s 

 1
;
k . a    . m

SVTH: NGUYEN CHI CUONG

s 

 1
k . a    . m

MSSV: 1511040210

25