Đồ án cơ sở thiết kế máy Hutech (Phương án IIb)

Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ TP.HCM
KHOA CƠ - ĐIỆN - ĐIỆN TỬ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
ĐỀ SỐ: 4.
Phương án: II b.

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

3

Động cơ điện
Khớp nối
Hộp giảm tốc bánh răng côn
Cặp bánh răng hở hình trụ

Tang và băng tải

v
4

II – Các số liệu ban đầu:

5

-

Lực kéo băng tải P (N): 6300 (N)

-

Vận tốc băng tải V (m/s): 0.74 (m/s)

-

Đường kính tang D (mm): 200 (mm)

-

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 thay đổi không đáng kể,
mỗi năm làm việc 300 ngày.

III. Nhiệm vụ:
1. Lập sơ đồ động để thiết kế, tính toán
2. Một bản thuyết minh để tính toán
3. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc khổ giấy A0
4. Nộp File điện tử (thuyết minh word và bản vẽ AutoCAD 2007) qua Email cho
SVTH: Nguyễn
Trúc bảo
– MSSV:
1511040182
GVHDThanh
trước ngày
vệ (Điều
kiện bắt buộc để có điểm quá trình)
Sinh viên thực hiện: Nguyễn Thanh Trúc
Trang 1


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Giáo viên hướng dẫn: Dương Đăng Danh
Ngày giao đề: 08/03/2017

MỤC LỤC

Trang

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 2


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Lời nói đầu
Một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Mà cốt
lõi trong cơ khí là thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động. Vì vậy hiểu biết, nắm
vững và vận dụng tốt lý thuyết vào trong tính toán thiết kế hệ thống truyền động là yêu cầu
cần thiết đối với mỗi sinh viên, kỹ sư cơ khí để góp phần hiện đại hóa đất nước.
Thông qua đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp sinh viên được hệ
thống lại các kiến thức đã học trong các môn như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ
thuật,... Giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế các chi tiết máy như thiết kế
các bộ truyền, thiết kế trục, chọn then, chọn ổ lăn…. và hiểu hơn về các dung sai kích
thước lắp ghép, bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ cơ khí…., từng bước giúp sinh viên làm
quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp của mình sau này.
Nội dung bài thuyết minh của em là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm có
hộp giảm tốc khai triển hai cấp và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng một động cơ
điện thông qua khớp nối, hộp giảm tốc và bộ truyền xích truyền động đến băng tải.
Em chân thành cảm ơn các thầy cô, đặc biệt là thầy Dương Đăng Danh cùng
các bạn trong khoa đã tận tình giúp đỡ, hướng dẫn, và góp ý để em có thể hoàn thành đồ
án môn học này.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, tổng hợp với một lượng lớn kiến
thức, và hiểu biết còn hạn chế nên thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong

nhận được thêm nhiều sự góp ý và giúp đỡ từ thầy cô và các bạn.
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Thanh Trúc

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 3


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

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

Ta có công thức:
Pct =

Mà

P = P ct
η

6300.0,74

= 4, 662kW
1000

Lại có:
– Hiệu suất khớp nối
– Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn
– Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
– Hiệu suất của một cặp ổ lăn


η = 1. 0,96. 0,94.0,993 = 0,88

=>
1.2. Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện:
* Số vòng quay trên trục công tác:

Ta có:

(60.103 ).v (60.103 ).0, 74
nlv =
=
= 70, 7
π .D
3,14.200

(vòng/phút)

* Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
Ta có: = 4.4 = 16
: tỷ số truyền của hệ thổng dẫn động.

* Số vòng
quay
sơ –bộMSSV:
trên động
cơ:
SVTH: Nguyễn
Thanh
Trúc
1511040182
Ta có: vòng/phút
Trang 4


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: 1000 vòng/phút

1.3. Chọn động cơ:
Động cơ thỏa mãn:
Tra bảng P1.3 tài liệu [1] ta chọn:
Động cơ:

4A132S6Y3

2. Phân phối tỷ số truyền
* Tỷ số truyền chung của hệ truyền dẫn động:

ubr =

* Chọn tỷ số truyền: =>

ut 13,53
=
= 4,53
uh
3

3. Bảng đặc trị
3.1. Phân phối công suất trên các trục:
P2 =

Pct
4, 662
=
= 5, 01kW
ηbr .ηo 0,94.0,99

P1 =

P2
5, 01
=
= 5, 27 kW
ηbrc .ηo 0,96.0,99

Pdc =

P1
5, 27
=
= 5,32kW
ηk .ηo 1.0,99

3.2. Tính toán số vòng quay trên trục:
vòng / phút
vòng/ phút
SVTH: Nguyễn
Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
vòng/phút
Trang 5


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

vòng/ phút

3.3 Momen xoắn trên các trục:

Trục
Thông số

TRỤC ĐỘNG
CƠ

U

TRỤC I

1

TRỤC II
3

TRỤC CÔNG
TÁC
4,53

n (vòng / phút)

960

960

320

70,64

P(kW )

5,32

5,27

5,01

4,662

T(N.mm)

52922,91

52425,52

149517,19

630267,55

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182

2.1 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ hở răng thẳng
Trang 6


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

* Thông số kĩ thuật:
- Thời gian phục vụ: L = 5 năm
- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không đáng
kể, mỗi năm làm việc 300 ngày, 8 giờ trên 1 ca.

- Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng
• Tỷ số truyền : ubr2 = 4,53
• Số vòng quay trục dẫn : n2 = 320 vòng/phút
• Mômen xoắn trên trục dẫn: T2 = 149517,19 N.mm
• Công suất động cơ: Pđc = 5,32 kW
• Hiệu suất truyền động: = 0,88
• Công suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW
- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Do bộ truyền có tải trọng trung bình và không có yêu cầu gì đặc biệt.
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện
+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB
+ Bánh bị dẫn: HB2 = 235 HB
2.1.1 Tính toán cặp bánh răng trụ răng thẳng:
2.1.1.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở
= 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1, 71.107 chu kỳ
= 30HB22,4 = 30.235 2,4 = 1, 47.107 chu kỳ
Lh = 5.300.2.8 = 24000 giờ
= = chu kỳ
2.1.1.2 Số chu kỳ làm việc tương đương
3

 T 
N HE1 = 60.c. ∑  i ÷ ni .ti
 Tmax 

=

3
 T 3 25
16 

 0, 7T 
60.1.  ÷ .
+
 .320.24000
÷.
 T  16 + 25  T  25 + 16 

3, 4.108

=

Chu kỳ

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 7


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh
3

N HE 2

 T 
= 60.c. ∑  i ÷ ni .ti
 Tmax 

=

3
 T 3 25
16 
 0, 7T 
60.1.  ÷ .
+
.
 .70, 64.24000
÷
 T  16 + 25  T  25 + 16 

7, 6.107

=

Chu kỳ
6

 T 
N FE1 = 60.c. ∑  i ÷ ni .ti
 Tmax 

=
=

6
 T 6 25
16 
 0, 7T 

60.1.  ÷ .
+
 .320.24000
÷.
 T  16 + 25  T  25 + 16 

3.108

Chu kỳ

= 60.c.ni.ti
= 60.1.
= Chu kỳ
Vì NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2
Nên ta có hệ số tuổi thọ KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
2.1.1.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc
Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
2.HB + 70
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn

2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa
2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa

2.1.1.4 Ta có giới hạn mỏi uốn
1,8. HB
Bánh dẫn 1,8. HB1 = 1,8.240 = 432Mpa
Bánh bị dẫn 1,8. HB2 = 1,8.235 = 423Mpa
SVTH: Nguyễn2.1.1.5
ThanhỨng

Trúcsuất
– MSSV:
1511040182
tiếp cho
phép
= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệu
Trang 8


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

 == = 518,18 MPa
 == = 490,9 Mpa
ứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)
= 504,54 MPa
Vì = 504,54 MPa < 1,25. min = 1,25 = 613,6 MPa

 Thỏa mãn

2.1.1.6 Ứng suất uốn cho phép
= với SF = 1,75 tra bảng tài liệu
 == = 246,9 MPa
 == = 241,7 MPa
 Ta chọn = 241,7 MPa
2.1.1.7 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

m≥=

Hệ số dạng răng :
Bánh dẫn: 47+ = 4,13
Bánh bị dẫn:47+=3,62
u= ()
Theo bảng 6.6 tài liệu ta chọn:
= 0,4
Khi đó:= 0,53..(u+1) = 0,53.0,4.(4,53 + 1) = 1,17
Ứng với tra bảng 6.7 ta có:
= 1,06 , = 1,14

Từ đó ta có: m ≥ = = 2,32
Ta chọn theo tiêu chuẩn: m = 2,5 mm
2.1.1.8 Xác định thông số ăn khớp:
Đường kính vòng chia:
=;=
Khoảng cách trục:
(Ta chon theo tiêu chuẩn)
Chiều
rộng
vàng răng:
SVTH: Nguyễn Thanh
Trúc
– MSSV:
1511040182
Bánh bị dẫn:
Trang 9


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Bánh dẫn: = = 63,5mm
Vận tốc bánh vòng bánh răng:
v=
Theo tài liệu ta chọn cấp chính xác 9 với
Góc ăn khớp:
2.1.1.9 Kiểm nghiệm đồ bền uốn:
Ứng suất uốn tại chân răng theo công thức ta có:
=177,37 MPa ≤ 241,7MPa
 Thỏa điều kiện
Trong đó: = = 5980,7 N
2.1.1.12 Bảng thông số và kích thước bộ truyền

Thông số
Khoảng cách trục (mm)
Moldum pháp
Chiều rộng vành răng (mm)
Tỷ số truyền
Góc nghiêng của răng
Góc ăn khớp
Số răng bánh răng
Hệ số dịch chỉch
Đường kính vòng chia (mm)
Đường kính đỉnh răng
Đường kính chân răng (mm)

Giá Trị
m = 2,5

bw1 = bw2 + 5 = 63,5 ; bw2 = 58,5
u = 4,53
β=00
aw = 3509
x2 = 0
z1 = 2,5.20 = 50
df1 = d1 – 2,5m = 43,75

230
df2 = 218,75

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng côn:
* Thông số kĩ thuật:
- Thời gian phục vụ: L = 5 năm
- Băng tải làm việc một chiều, Số ca làm việc là 2 ca, tải trọng thay đổi không
SVTH: Nguyễn
Thanh
Trúclàm
– MSSV:
1511040182
đáng kể,
mỗi năm
việc 300
ngày, 8 giờ trên 1 ca.
- Cặp bánh răng cấp chậm: bánh răng côn răng thẳng
Trang 10


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

• Tỷ số truyền : ubr2 = 3
• Số vòng quay trục dẫn : n1 = 960 vòng/phút
• Mômen xoắn trên trục dẫn: T1 = 52425,52 N.mm
• Công suất động cơ: Pđc = 5,32 kW
• Hiệu suất truyền động: = 0,88
• Công suất trên trục công tác: Pct = 4,662 kW
- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Do bộ truyền có tải trọng trung bình và không có yêu cầu gì đặc biệt.
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện
+ Bánh dẫn: HB1 = 250 HB
+ Bánh bị dẫn: HB2 = 235 HB
2.2.1 Số chu kỳ làm việc cơ sở
= 30HB12,4 = 30.250 2,4 = 1, 71.107 chu kỳ
= 30HB22,4 = 30.235 2,4 = 1, 47.107 chu kỳ
Lh = 5.300.2.8 = 24000 giờ
= = chu kỳ
2.2.2 Số chu kỳ làm việc tương đương

= 60.c.ni.ti
= 60.1.
= Chu kỳ
= 60.c.ni.ti
= 60.1.
= Chu kỳ
= 60.c.ni.ti
= 60.1.
= Chu kỳ

= 60.c.ni.ti
= 60.1.
kỳ 1511040182
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc =– Chu
MSSV:
Vì NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2; NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2
Trang 11


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Nên ta có hệ số tuổi thọ: KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1
2.2.3 Giới hạn mỏi tiếp xúc
Theo bảng 6.13 tài liệu [1], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:
2.HB + 70
Bánh dẫn

2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa

Bánh bị dẫn

2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 Mpa

2.2.4 Ta có giới hạn mỏi uốn
1,8.HB
Bánh dẫn 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450Mpa
Bánh bị dẫn 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423Mpa

2.2.5 Ứng suất tiếp cho phép
= Với =1,1 tra bảng 6.2 tài liệu
 == = 518,18 MPa
 == = 490,9 Mpa
ứng suất tiếp xúc cho phép: =0,5.() = 0.5.(518,18 + 490,9)
= 504,54 MPa
Vì = 504,54 MPa < 1,25. min = 1,25 = 613,6 MPa

 Thỏa mãn

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn
bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện
σOFlim1 = 1,8H1 = 450MPa
σOFlim2 = 1,8H2 = 423MPa
Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
= 450 = 257,14 MPa
= 423 = 241,71 MPa
2.2.6 Xác định chiều dài côn ngoài và đường kính chia ngoài:
* Chiều dài côn ngoài:
Re = K R u 2 + 1 3

T1 K H β
(1 − K be ) K beu[σ H ]2

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Với bộ truyền răng thẳng bằng thép KR = 0,5.100 = 50 MPa1/3,
Trang 12


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Ta chọn Kbe = 0,25, với HB < 350, răng thẳng
Theo bảng 6.19, ta chọn KHβ = 1,15, T1 = 52425,52 N.mm
Re = 50. 32 + 1 3

52425,52.1
= 115, 2mm
(1 − 0, 25).0, 25.3.490,92


* Xác định các thông số ăn khớp:
2 Re
u +1
2

de1 =

=

2.115, 2
32 + 1

= 72,86mm

Theo bảng 6.22, ta chọn z1p = 18
Với HB < 350 MPa, Ta có: z1 = 1,6.z1p = 1,6.18 = 28,8.
Ta chọn z1 = 29 răng, z2 = u.z1 = 3.29 = 87 răng

Theo bảng 6.20, ta chọn hệ số dịch chỉnh:
x1 = 0,36, x2 = - 0,36
Đường kính trung bình:
dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 – 0,5.0,25).72,86 = 63,75mm

Mundun trung bình:

mtm =

d m1 63, 75
=
= 2, 2
z1
29

Mundun vòng ngoài:

mte =

mtm
2, 2
=
= 2,51
(1 − 0,5 K be ) (1 − 0,5.0, 25)

Mundun vòng chia ngoài:
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 13

Đồ án thiết kế máy

me =

GVHD: Dương Đăng
Danh

d e1 72,86
=
= 2,51mm
z1
29

Theo tiêu chuẩn ta chọn me = 3 mm
Góc côn chia:
z 
 29 
δ1 = arctg  1 ÷ = arctg  ÷ = 180 43
 87 
 z2 

δ 2 = 900 − δ1 = 900 − 180 43 = 71057

Đường kính trung bình bánh răng:
dm1 = z1.mtm = 29.2,2 = 63,8 mm
dm2 = z2.mtm = 87.2,2 = 191,4 mm
Chiều dài côn ngoài:
0,5mte z12 + z2 2 = 0,5.2,51. 292 + 87 2 = 115, 09 mm

Re =

Chiều rộng vành khăn:
b = Kbe.Re = 0,25. 115,09 = 28,77mm
2.2.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
σ H = Z M Z H Zε

2T1 K H u 2 + 1
0,85bd m12u

Theo bảng 6.5, ta có: ZM = 274 MPa1/3
Theo bảng 6.12, với hệ số dịch chỉnh chiều cao xt = 0, βm = 0, ZH = 1,76
Theo 6.59b ta có:
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 14


Đồ án thiết kế máy

Zε =

1
εα

GVHD: Dương Đăng
Danh

Trong đó: εα =

1 1
1 
 1

1,88 − 3, 2  + ÷ = 1,88 − 3, 2  + ÷ = 1, 67
 20 60 
 z1 z2 

 Zε = 0,77
Theo 6.61 hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
K H = K H β K HV K H α

v=

Ta có:

π d m1n1 3,14.63,8.960
=
= 3, 2m / s
60000
60000

Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác là 8
Theo bảng 6.14 ta chọn KHα = 1,09
vH = δ H g 0 v

Theo 6.64

d m1 (u + 1)
63,8.(3 + 1)
= 0,002.73.3, 2
= 4,3
u
3

Trong đó:
Theo bảng 6.15 ta chọn δH = 0,002
Theo bảng 6.16 ta chọn g0 = 73
Theo 6.63:
1+

KHv =

vH bd m1
4,3.28, 77.63,8
= 1+
= 1, 069
2T1K H β K Hα
2.52425,52.1.1,09

 KH = 1.1,09. 1,069 = 1,17
σ H = 274.1, 76.0, 77

2.52425,52.1,17. 32 + 1
= 423, 74MPa
0,85.28, 77.63,82.3


 423,74 MPa < = 504,54 MPa  Thỏa mãn
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 15


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

2.2.8 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σ F1 =

2T1 K F Yε Yβ YF 1
0,85bmm d m1

Với Kbe = 0,25, tỷ số

K beu
0, 25.3
=
= 0, 43
2 − K be 2 − 0, 25

Theo bảng 6.21 ta chọn KFβ = 1,14
Với v = 2,67 và cấp chính xác là 8 tra bảng 6.14 ta chọn KFα = 1,27
Theo bảng 6.15 ta chọn δF = 0,016
vF = δ F g 0 v

1+

 KFV =

d m1 (u + 1)
63,8.(3 + 1)
= 0, 016.73.3, 2

= 34, 47
u
3
34,17.28, 77.63,8
= 1, 41
2.52425,52.1,14.1, 27

K F β K FV K Fα = 1,14.1, 27.1, 41 = 2, 04

KF =



Với răng thẳng nên β = 0  Yα = 1
ε α = 1, 67, Yε =

1
1
=
= 0, 6
ε α 1, 67

Số răng tương đương kép
zv1 =

z1
29
=
= 30,57
cos δ1 cos180 43

zv 2 =

z2
87
=
= 274, 61
cos δ 2 cos 71053

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Theo bảng 6.18 với zv1 = 21,08, x1 = 0,26. Ta chọn YF1 = 3,61
Trang 16


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Theo bảng 6.18 với zv2 = 189,39, x2 = -0,26. Ta chọn YF2 = 3,63
→ σ F1 =

2.52425,52.1,98.0, 6.1.3, 61
= 119,94MPa
0,85.26,17.2,9.58,12

σF1 = 119,94 MPa < [σF1] = 257,14 MPa
  F2 =
σ

119,94YF 2 119,94.3, 63
=
= 120, 6MPa < [ σ F 2 ] = 241, 71MPa
YF 1
3, 61

2.2.9 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Theo 6.48 với Kqt = 1,8
σ H max = σ H K qt = 490,9. 1,8 = 658, 61MPa < [ σ H ] max = 1260 MPa

Theo 6.49
σ F 1max = σ F1 K qt = 257,14.1,8 = 462,85 MPa < [ σ F 1 ] max = 464 MPa
σ F 2 max = σ F 2 K qt = 120, 6.1,8 = 217, 08 MPa < [ σ F 2 ] max = 360 MPa

2.1.2.15 Bảng thông số:

Thông số
Chiều dài côn ngoài (mm)
Chiều rộng vành răng (mm)
Góc nghiêng của răng
Tỷ số truyền
Modun vòng trung bình (mm)
Đường kình vòng chia ngoài (mm)
Modun vòng ngoài (mm)
Góc côn chia
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Đường
kính chia trung bình (mm)

Giá Trị

Re = 115,2
b = 28,77
β=0
um = 3
=3
de1 = 72,86 ; de2 = 218,37
m= 2,51
= 18,430 ; = 71,570

Trang 17


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh
Z1 = 29

Số răng của các bánh răng
Hệ số dịch chỉnh

Z2 = 87

x1 = 0,36 ; x2 = - 0,36

PHẦN III: XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ TRỤC VÀ THEN
* Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục
Trục I: T1 = 52425,52 Nmm
Trục II: T2 = 149517,19 Nmm
Trục III: T3 = 630267,55 Nmm

3.1 Chọn khớp nối:
Mômen cần tuyển: T = 52425, 52 N.mm
Đường kính trục động cơ: dđc = 38 mm
* Chọn khớp nối:
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Chọn khớp nối theo điều kiện:
Trong đó:
dt = dđc = 38mm – Đường kính trục cần nối
Tt = k.T – Mômen xoắn tính toán
k = 1,2 - là hệ số chế độ làm việc
T = Tđc = 52425, 52 N.mm - Mômen danh nghĩa
 Tt = 1,2. 52425,52 = 62910,6 N.mm = 63N.m
Tra bảng 16.10a trang 68 với điều kiện
Tt = 63N.m ≤ , dt = 38mm ≤
Ta chọn:
= 250N.m,
= 40mm,
Z = 6, D0 = 105mm
SVTH: Nguyễn
Thanh
Trúc – MSSV:
1511040182
Tra bảng 16.10b với = 250N.m
Trang 18


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Ta được: l1 = 34mm, l3 = 28mm, d0 = 14mm
* Lực tác dụng lên trục:
Ta có: Fkn = 0,2. Ft
Ft =

2t 2.52425,52
=
= 998,58 N
D0
105

 Fkn = 0,2. 998,58 = 199,71 N
3.2 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ
Vật liệu chế tạo thép C45 thường hóa. Giới hạn bền: σbk=600MPa .
Tra bảng 10.5 tài liệu [1] với σbk = 600MPa ta có [σ] = 50 MPa
Ứng suất xoắn cho phép [σ] = 12÷20 MPa
3

T
0, 2.[τ ]

Xác định sơ bộ khoảng cách của trục: d ≥
d1 =

3

T2
0, 2.[τ ]

3

52425,52
0, 2.(12 ÷ 20) = 23, 6 ÷ 28mm

3

149517,19
0, 2.(12 ÷ 20) = 33, 4 ÷ 39, 6mm

3

630267,55
0, 2.(12 ÷ 20) = 54 ÷ 64mm

=

d2 =

3

T2
0, 2.[τ ]

=

d3 =

3

T3
0, 2.[τ ]

=

Tra bảng 5.2 tài liệu [2] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo
theo tiêu chuẩn:
Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục I
là d1 = (0,8 ÷1,2)ddc nên ta chọn d1 = 20 mm
SVTH: Nguyễn Thanh
TrụcTrúc
I: d1–=MSSV:
20mm;1511040182
b1 = 15mm
Trục II: d2 = 35mm; b2 = 21mm
Trang 19


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Trục III: d3 = 45mm; b3 = 25m
Quy ước ký hiệu:

-

- k: số thứ tự trục trong hộp giảm tốc
- i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết tham gia

truyền tải trọng
i = 0 và 1: các tiết diện lắp ổ
i = 2…s: là số chi tiết quay
- lk1: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
- lki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k
- lmki: chiều dài mayo của chi tiết thứ I (lắp trên tiết diện i) trên trục
- lcki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài
hộp giảm tốc đến gối đỡ
- bki: chiều rộng vành bánh răng thứ I trên trục k

3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- k1 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
- k2 = 8 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
- k3 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
- hn = 15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu lông

* Trục II:
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ
Trang 20


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

- lm22 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) = 45mm
- l22 = 0,5(lm22 +b0) + k1 + k2 = 0,5(45+21) + 10 +8= 51mm

- lm23 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5).35 = (42 ÷ 52,5) = 50mm
Vì bề rộng bánh răng bw1 = 72,3mm nên ta chọn lm23 = 72,3mm
- l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 51+ 0,5(45+72,3) +10 =119,65mm
- l21 = lm22 + lm23 +3k1 + 2k2 +b0 = 45+72,3+3.10+2.8+21 =186,3mm
- lc22 = 0,5(lm22 + b0) + k3 + hn = 0,5(45 + 21) + 10 + 15 = 58mm
* Trục I:
- l11 = 3d1 = 3.20 = 60mm
- l12 = - lc12 = 0,5(lm12 +b0) +k3 +hn = 0,5(45+21) +10 + 15 =58mm
với lm12 = (1,4 ÷2,5)d1 = (1,4 ÷2,5).25 = 45
chiều dài giữa khớp nối b0 = 21: chiều rộng ổ lăn với d2 = 35 mm
- l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5 (b0 – b13cos δ1) = 60 + 10 + 8 +
30 + 0,5 (21 – 29.cos 18,430) = 104,7mm
- b13 = 29mm
- lm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 = 30 ÷ 37,5 mm; nhưng chiều rộng bánh răng
bw1 = 26,17 nên ta phải chọn lm13 ≥ bw = 26,17, chọn lm13 = 30 : chiều
dài mayo bánh răng côn
Lực bánh răng tác dụng lên trục I:
Ft1 = Ft2 = 1643,4 N
Fr1 = Fa2 = 567,47 N
Fa1 = Fr2 = 189,1N
Lực bánh răng tác dụng lên trục II:
2T1 2.149517,19
=
= 5980, 69 N
d m1
50

Ft1 = Ft2 =
Fr1 = Fr2 = Ft1.tan200 = 5980,69N
* Tìm phản lực:

+ Trục I: Fr1 = 567,47 N
Ft1 = 1643,4 N
Fa1 = 189,1 N

Fk = 199,71 N
SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 21


Đồ án thiết kế máy

∑M

x
B

= Fk .LAB − Fcx .LBC + Ft1.LBD = 0

 Fcx =

∑F

Fk .LAB + Ft1.LBD 199, 71.58 + 1643, 4.104, 7
=
= 3060,8 N
LBC
60

= Fk + FBx + Fcx − Ft1 = 0

x

 FBx =

∑M

GVHD: Dương Đăng
Danh

y
B

= FCy .LBC + Fr1.LBD − M a1 = 0

FCy =



∑F

y

Ft1 − Fk − Fcx = 1643, 4 − 199, 71 − 3060,8 = −1617,11N

− Fr1.LBD + M a1 −567, 47.104, 7 + 6032,3
=
= −889, 7 N
LBC
60

= − FyB − FCy − Fr1 = 0

FBy = − FCy − Fr1 = −889, 7 − 567, 47 = −1457,17 N



Ta có biểu đồ phân tích lực các bộ truyền:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 22


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Ta có biểu đồ mômen nội lực trục I:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 23


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

+ Trục II:
* Bánh răng côn lớn trên trục II:

Fr2 = 567,47 N
Ft2 = 1643,4 N
Fa2 = 189,1 N
* Bánh răng thẳng:
Fr1 = 2176,8 N
Ft1 = 5980,69 N

∑M

y
B

FtD =



∑M

y
D

FtB =



∑M

x
B

FrD =



∑M

x
D

FrB =



= − FtA .LAB + Ftc .LBC − FtD .LBD = 0

− FtA .LAB + FtC .LBC −5980, 69.51 + 1643, 4.68, 65
=
= −1420,51N
LBD
135,3
= − FtA .LAD + Ftc .LCD + FtB .LBD = 0

FtA .LAD + FtC .LCD 5980, 69.186,3 + 1643, 4.66, 65
=
= 9044, 6 N
LBD
135,3
= FrA .LAB + Frc .LBC + FrD .LBD − M C = 0

− FrA .LAB − FrC .LBC + M C −2176,8.51 − 567, 47.68, 65 + 6032,3

=
= −1063,87 N
LBD
135,3
= − FrA .LAD + Frc .LCD + FrB .LBD − M C = 0

− FrA .LAD − FrC .LCD + M C −2176,8.186,3 − 567, 47.66, 65 + 6032,3
=
= −3232, 28 N
LBD
135,3

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 24


Đồ án thiết kế máy

GVHD: Dương Đăng
Danh

Ta có biểu đồ nội lực và phản lực trục II:

SVTH: Nguyễn Thanh Trúc – MSSV: 1511040182
Trang 25