Thuyết minh đồ án cơ sở thiết kế mấy hộp giảm tốc đồng trục

Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể
thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí, đặc biệt là đối với kỹ
sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Cơ Sở Thiết Kế Máy là môn
học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các
môn học như : Cơ sở thiết kế máy, Sức bền vật liệu, Kỹ thuật đo,
Nguyên lý máy, Vẽ kỹ thuật,.... Đồng thời giúp sinh viên làm quen
dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ
án các môn học khác sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ
răng nghiêng đồng trục. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông
qua bộ truyền đai thang.
Nội dung của đồ án được chia làm 7 phần như sau:
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
Phần II: Thiết kế bộ truyền đai.
Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng.
Phần IV: Thiết kế trục
Phần V: Tính mối ghép then
Phần VI : Chọn ổ lăn
Phần VII : Thiết kế cấu tạo vỏ hộp và các chi tiêt máy
khác
Phần VIII: Bôi trơn, điều chỉnh ăn khớp, chọn kiểu lắp và
dung sai lắp ghép
Phần XI: Sử dụng và bảo quản
Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng
hợp còn có nhiều vấn đề chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng

tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song
bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong
được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để
em cũng cố và hiểu sâu hơn, nắm vững hơn về những kiến thức đã
học hỏi được.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc
biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em
hoàn thành nhiệm vụ được giao.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

1


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

MỤC LỤC

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Trang

Lớp 17C1B

2

Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

PHẦN I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
Chọn động cơ

I.

Toàn bộ công thức và số liệu tham khảo sách “ Tính toán thiết kế
hệ dẫn động cơ khí tập 1- tập 2 “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển
1.

Xác định công suất cần thiết
Pct=

Trong đó:
Ptg : Công suất trên trục tang
Pct : Công suất chính của động cơ
η

: Hiệu suất của bộ truyền:

η

η

=

ol

3

η

.

br

2

.

η

ng

.

η

kn

Tra bảng 2.3 trang 19 [thầy Chất T1]
Hiệu suất khớp nối:

η

kn

= 0.99

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:

η

ol

= 0,99

Hiệu suất bộ truyền bánh răng
Hiệu suất bộ truyền đai:
=>

η=

η

ng

η

br

= 0,96

= 0,96

(0,99)3.(0,96)2.0,96.0,99 = 0,850

=> Công suất cần thiết trên trục động cơ là:
P3
η

2.

Pct =
= = 4,12 KW
Xác định tốc độ quay sơ bộ của động cơ.
nsb = ntg.uh.uđ =60.8.3=1440 (vg/ph)
theo bảng 2.4 trang 19 (Chất T1) ta chọn sơ bộ:
Chọn uđ = 3

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

3


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Chọn uh = 8
Chọn nđb=1445 (vg/ph)
uđ : Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài
uh : Tỉ số truyền sơ bộ của hộp

uh = u1.u2
u1 : Tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh
u2 : Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
3. Chọn động cơ
- Động cơ phải thõa mãn các điều kiện sau :
Pđc ≥ Pct
nđc ≥ nsb

Tmm
T
≥
Tra bảng P1.1 trang 234 (C1) ta chọn động cơ
K132S4
Có:
· Công suất động cơ là 5,5 Kw
· Số vòng quay động cơ : nđc = 1445 v/ph
· Hiệu suất

η

dc

= 85%

=2
Thỏa điều kiện trên
II.

Phân phối tỉ số truyền
1. Tỉ số truyền chung

uch = = = 24,083
uch : Tỉ số truyền chung của hệ
Chọn uđ = 3
Vì hộp giảm tốc là đồng trục nên u1 = u2, do đó ta tính được tỉ
số truyền của 2 cặp bánh răng là:

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

4


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

u1 = u2= = =2.83
Xác định các thông số trên trục:
Ptg=3,5 kW
P3 = =3,571 (kW)
P2 = = 3,757 (kW)
P1== 3,954 (kW)
Pđc= = 4,412 (kW)
2. Tốc độ quay các trục

nđc = 1445 v/ph
- Trục I: n1 == = 481,67 (v/ph)
- Trục II: n2 == =170(v/ph)
- Trục III: n3 = = = 60 (v/ph)

3. Mômen xoắn trên trục
- Trục ĐC:. Tdc=9,55106. = 9,55.106.

= 27217,55 (Nmm)

-

Trục I:

T1=9,55.106. = 9,55.106. = 78386,55 (Nmm)

-

Trục II: T2= 9,55106. = 9,55.106. = 211079,3 (Nmm)

-

Trục III: T3=9,55.106 . = 9,55.106. = 568394,38 (Nmm)

Trục tang: Ttg= 9,55.106. = 9,55.106. = 557083,33 (Nmm)
Bảng số liệu
-

Trục

Trục Đc

Tỉ số truyền

Trục 1

3

Trục 2

Trục 3
2.83

Trục tang

2.83
1
Vận tốc
1445
481.67
170
60
60
Công suất P
4.12
3.954
3.757
3.571
3.5
Mô men xoắn 27217.55 78386.55 211079.3 568394.38557083.33

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
I.

Thiết kế bộ truyền đai thang :

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

5


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Thông số kỹ thuật của bộ truyền đai
- Công suất bộ truyền 4,12 (kw)
- Tỷ số truyền uđ= 3
- Số vòng dây bánh dẫn 1445 (vg/ph)
- Momen xoắn Tm = 27217,55 (Nmm)
Toàn bộ công thức và số liệu tham khảo sách “ Tính toán thiết kế hệ
dẫn động cơ khí tập 1 “ của Trịnh Chất – Lê Văn Uyển.
1. Chọn loại đai
Với chế độ làm việc tải trọng va đập nhẹ, làm việc một chiều,
mỗi ngày làm việc 1 ca, tổng số thời gian làm việc là 8800 giờ
và truyền công suất 4,12 kW và có số vòng quay trên bánh dẫn
là 1445 vg/ph , ta tra hình 4.1 trang 59 ,
⇒

Loại đai
Đai hình
thang
thường

chọn đai thang loại A

Kích thước tiết
diện ,mm

Kí
hiệ
u

bt

b

h

y0

A

11

13

8

2,8

Diện
tích tiết
diện A,

mm

Đường
kính
bánh
đai nhỏ
d1,mm

Chiều
dài giới
hạn l,
mm

81

100-200

5604000

2. Định đường kính bánh đai

- Đường kính bánh đai nhỏ
d1 = 140 mm
Vận tốc v = = = 10,6 (m/s) < vmax= 25 m/s
=>Vận tốc đai thõa mãn
- Đường kính bánh đai lớn :
d2 =uđ.d1.(1-ξ )
ξ : Hệ số trượt đai
với đai thang ξ = 0,02
=> d2 = 3.140.(1-0,02) = 411,6 (mm)

Lấy trị số tiêu chuẩn d2=400 mm
- Tỷ số truyền thực tế
ut = = = 2,92
- Sai lệch tỷ số truyền .100% = < 4%
=> thỏa điều kiện

3. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l :

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

6


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Theo bảng 4.14 trang 60 chọn khoảng cách trục sơ bộ a =
d2 = 400 mm
Từ khoảng cách trục đã chọn theo công thức (4.4) trang 54
ta có:
l = 2a + (d1+d2)/2 +
= 2.400 + (140+400)/2 + /(4.400) = 1690,48mm
Theo bảng 4.13 trang 59 chọn chiều dài đai theo tiêu
chuẩn : l = 1700mm
Số lần uốn của đai trong 1 giây
i = = = 6,23/s < imax = 10/s
Xác định lại khoảng cách trục theo CT (4.6) C1

a = ( + )/4 = = 1100 mm
Trong đó ʎ = l - =851,77
= = 130
4. Kiểm nghiệm góc ôm

α1 =1800 - . 570 = 1430 > 1200

(thỏa mãn)

5. Xác định số đai:

Theo công thức 4.16 tr60 : z =P1 Kđ/([P0]CαClCuCz)
Trong đó :
P1= 4.12 kW : là công suất bánh răng chủ động.
[P0]=2,2 kW : là công suất cho phép ( tra bảng 4.19 tr 62)
( Vì v=10,6 m/s và d1 = 140 mm)
Cα = 0,89 : là hệ số ảnh hưởng của góc ôm α1 ( tra bảng
4.15 tr 61)
Cl = 1 : là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai ( tra
bảng 4.16 tr 61)
Cu = 1,14 : là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền
( tra bảng 4.17) Cz = 0,95 là hệ số kể đến sự ảnh hưởng sự
phân bố không đều tải trọng cho các dây đai ( tra bảng 4.18
trang 61) ( Vì P1/[P0] = 1,87)
Khi đó :

z = 4,12.1,25/(2,2.0,89.1.1,14.0,95)=2,42

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

7


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

Chọn :

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

z = 3 (đai)

- Chiều rộng bánh đai : theo công thức (4.17) tr 63 ta có :
B= (z-1).t + 2e
Tra bảng 4.21 tr 63 ta có : t = 15 ; e = 10
⇒ B = (3-1).15+ 2.10 = 50 mm
- Đường kính ngoài của bánh đai : da = d + 2h0
Tra bảng 4.21 tr 63 ta có h0 = 3,3
⇒ da1 = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm
⇒ da2 = 400 + 2.3,3 = 406,6 mm
6. Xác đinh lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

- Lực căng do lực ly tâm tạo ra :
Fv = qm.v2
Trong đó : qm = 0,105 kg/m là khối lượng 1m chiều dài
đai thang loại A ( tra bảng 4.22 tr 64)
⇒ Fv = 0,105.10,62 = 11,8
- Lực căng ban đầu đối với 1 đai:
F0 = 780.P1.Kđ/(v.Cα.z) + Fv

= 870.4,12.1,25/(10,6.0,89.3) + 11,8
=155,6 N
-Lực tác dụng lên trục:
Fr=2.F0.z.sin()=2.170.3.sin( ) = 875 N
Bảng tổng hợp

Thông số
Đường kính bánh đai nhỏ d1,
mm
Đường kính bánh đai lớn d2,
mm
Chiều rộng bánh đai B, mm
Chiều dài đai l, mm
Số đai
Khoảng cách trục
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

Đai thang loại A
140 mm
400 mm
50 mm
1700 mm
3
400 mm
8


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Lực tác dụng lên trục Fr (N)

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

875 N

9


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

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

A. Tính toán cho cặp bánh răng cấp chậm

Thông số cặp bánh răng như sau :
Tỉ số truyền : u = 2,83
Vận tốc trục vào : n1 = 170 vg/ph
Momen xoắn T1 = 211079 Nmm
Hệ số quá tải Kqt = 2

1. Chọn vật liệu

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống
nhất trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như
nhau.Vì bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép
nhiệt luyện,vì chế độ làm việc lớn hơn nên ta chọn vật liệu của
bánh răng dẫn lớn hơn vật liệu của bánh bị dẫn. Cụ thể, theo
bảng 6.1 ta chọn vật liệu như sau:
Bánh nhỏ thép C45 tôi cải thiện
Độ cứng 220 HB
Giới hạn bền kéo = 750
Giới hạn chảy = 450
Bánh lớn thép C40 tôi cải thiện
Độ cứng 200 HB
Giới hạn bền kéo = 700
Giới hạn chảy = 400
2. Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo bảng 6.2 trang 94 (Chất 1)
σ0Hlim=2HB+70 ; SH=1,1 ; SF=1,75
Khi đó
σ0Hlim1 = 2.HB1+70 = 2.220+70 = 510MPa
σ0Flim1 = 1,8.HB1= 1,8.220 = 396 MPa
σ0Hlim2 = 2.HB2+70 = 2.200+70 = 470 MPa
σ0Flim2=1,8.HB2 = 1,8. 200 = 360 MPa
Sử dụng CT 6.5 trang 93 (Chất 1) ta có NHO=30.H4HB
NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2202,4 1,26.107
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2002,4 107

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

10


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Theo CT 6.6 trang 93 (Chất 1) NHE= NFE = 60.c.n. với =8800
giờ
NHE2= 60.1.170.8800= 8,97.107 > NHO2
Do đó kHL2=1
⇒ NHE1 > NHO1 do đó kHL1 = 1
Như vậy theo CT (6.1a) trang 93 C1 sơ bộ xác định được
[σH] = σ0Hlim.
[σH1] = 510. = 463,64 MPa
[σH2] = 470. = 427,27 MPa
Với cấp chậm sử dụng bánh răng chữ V do đó theo (6.12)
trang 95 (C1)
[σH] = = = 445,45 MPa < 1,25[σH2]
b. Ứng suất uốn cho phép:
NFE2= NHE2 = 8,97.107 > NFO= 4.106
Do đó kFL2=1, tương tự kFL1 = 1
Từ đó theo CT (6.2a) trang 93 (C1) ta có kFC=1 (Bộ truyền
quay 1 chiều)
[σF1] = σ0Flim1. kFC. kFL1 / SF = 396.1.1/1,75 = 226,28 MPa
[σF2] = σ0Flim2. kFC. kFL2 / SF = 360.1.1/1,75 = 205,71 MPa
c. Ứng suất quá tải cho phép
Theo CT (6.13,6.14) trang 95,96

[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8. σch1= 0,8.450 = 360 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8.400 = 320 MPa
3. Xác định khoảng cách trục a

Theo công thức (6.15a)
aw1 = Ka(u+1)
Trong đó :
- Chọn ψba = 0,4 (tra bảng 6.6 trang 97 )
⇒Ψbd = 0,5ψba(u+1) = 0,5.0,4.(2,83 + 1) 0,8 ( công thức
6.16 trang 97)
- Với bánh rang nghiêng thì Ka = 43 ( tra bảng 6.5 trang
96 )
Tra bảng 6.7 trang 98, ta được:
- KHβ = 1.08 –hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc ( tra bảng 6.7
trang 98 )
- KFβ = 1,17 - hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
⇒ aw1 = 43( 3+1) = 165,5 ⇒ chọn aw1 = 166 mm
4. Xác định thông số ăn khớp
Modun pháp được chọn theo khoảng cách trục a theo công
thức (6.17)
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

11

Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

m = (0,01÷ 0,02) aw1 = (0,01÷ 0,02) .166= 1,66 ÷ 3,32
Chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ góc nghiêng = → cos = 0,9848
-

-

Theo công thức (6.13) Số răng của bánh dẫn là:
= = = 34,15 lấy = 34
Số răng bánh bị dẫn = u. = 2,83.34 = 96,22 lấy = 96
Xác định chính xác góc nghiêng
= = = 0,9789 → =
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo ( 6.33) , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
σH = ZMZHZε
- Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3
-Theo công thức 6.35
Tgβb = cosαt. tgβ = cos(20,396).tg(11,786) = 0,1956 ⇒βb
= 11,067
Với αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,9789) =
20,396
Do đó theo công thức (6,34)
ZH = = = 1,733
Đường kính vòng lăn : bw = ψba.awl = 0,4.166 = 66,4 ⇒ Chọn bw
= 68

Theo công thức (6.37) εβ = bw.sinβ/(m) = 0,4.166.sin(11,786)/
( = 1,73
Theo công thức (6.63b) :
εα = [1,88 – 3,2 ( + )] cosβ = [ 1,88 – 3,2.( + )]cos(11,786) =
1,716
Theo công thức (6.38) ta có Zε = = = 0,763
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ( theo công thức bảng 6.11)
dw = 2aw/(u +1) = 2.166/(2,83 + 1) 87
Theo công thức (6.40) ta có vận tốc vòng
v = .dw1.n1/6000 = .87.170/60000= 0,77 (m/s)

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

12


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Với v = 0,77 m/s theo bảng 6.13 trang 128, chọn cấp chính
xác là cấp 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v 2,5 nên chọn
KHα = 1,13 , KFα = 1,37
Theo bảng 6.15 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn
khớp δH và δF
δH = 0,02 và

δF = 0,006

Theo bảng 6.16 ta tra được trị số của hệ số kể đến sự ảnh
hưởng của sai lệch bước răng g0 = 73
Theo công thức (6.42)

H

= σH g0v = 0,002.73.0,77 = 0,87

Theo công thức (6.41) , Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp
KHv = 1 + H.bwdwl/(2T1KHβKHα) = 1 + 0,87.68.87/
(2.211079.1,08.1,13) = 1,01
Theo công thức (6.39) ta xác định được hệ số tải trọng khi tính
về tiếp xúc:
KH = KHα KHβ KHv = 1,13.1,08.1,01 = 1,23
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền
σH = ZMZHZε
=274.1.733.0,763. = 301,3
Khi đó :

σH < [σH1] ⇒ Thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Số răng tương đương :
Zv1 = Z1/cos3β = 34/0,97893 = 36,24
Zv2 = Z2/cos3β = 96/0,97893 = 102,34
- Theo công thức 6.47 ta có
F

= σF g0v =0,006.73.0,77 = 2,59

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
(công thức 6.46 )

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

13


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

KFv = 1 + F.bwdwl/(2T1KFβKFα) = 1 + 2,59.68.87/
(2.211079.1,17.1,37) = 1,02
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : ( theo công thức 6.45)
KF = KFα KFβ KFv =1,37.1,17.1,02 = 1,64
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Y ε = 1/εα = 1/1,716 =
0,58
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yβ = 1 – β/140 = 111,786/140 = 0,92
Hệ số dạng răng của bánh răng, tra bảng 6.18, ta được Y F1 =
3,78 ; YF2 = 3,6
Ứng suất uốn sinh tai tại chân răng của các bánh răng là:
σF1 = 2.T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)
= 2.211079,55.1,64.0,58.0,92.3,78/(68.87.2,5) =
96,69 < [σF1]=226,28

σF2 = σF1.YF2/YF1 =96,69.3,6/3,78 = 92,09 < [σF2] = 205,71
⇒ Vậy ứng suất uốn sinh ra thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo đầu đề ta có

Kqt = 2

Ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải là :
σH1max = σH. = 426,1MPa < [σH1]max =1260 MPa
Ứng suất uốn sinh ra khi quá tải là :
σF1max = σF1Kqt = 96,69.2 = 193,38 MPa < [σF1]max = 360
MPa
σF2max = σF2Kqt = 92,09.2 = 184,18 MPa < [σF1]max = 320
MPa
⇒ Vậy cặp bánh răng đã sử dụng thỏa mãn độ bền khi quá tải
8. Các thông số và kích thước bộ truyền

- Modun pháp : m = 2,5
- Chiều rộng vành răng : b1 = 73 mm ; b2 = 68mm

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

14


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

- Số răng : Z1 = 34 răng ; Z2 = 96 răng
- Khoảng cách trục : a = 166 mm
- Đường kính vòng chia :
d1 = m.Z1/cosβ = 2,5.34/cos11,786 = 87 mm
d2 = m.Z2/cosβ = 2,5.96/cos11,7860 = 245
mm
- Đường kính vòng đỉnh :
da1 = d1 + 2.m = 87 + 2.2,5 = 92 mm
da2 = d2 + 2.m = 245 + 2.2,5 = 250 mm
- Đường kính đáy răng :
Ddf1 = d1 - 2,5.m = 87 - 2,5.2,5 = 80,75 mm
Ddf2 = d2 – 2,5.m = 254 – 2,5.2,5 = 238,75
mm

Khoảng cách trục

aw1 = 166 mm

Modun pháp

m = 2.5

Chiều rộng vành răng

b1= 73mm ; b2 = 68
mm

Tỉ số truyền

u = 2,83

Góc nghiêng của răng

β = 11,7860

Số răng bánh răng

Z1 = 34 ; Z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0 ; x 2 = 0

Đường kính vòng chia

d1 = 87 ; d2 = 245

Đường kính đỉnh răng

da1 = 92 ; da2 = 250
df1 = 80,75 ; df2 =
238,75

Đường kính đáy răng
9. Lực tác dụng lên trục :

- Lực vòng :
Ft1 = Ft2 = 2.T1/d1 = 2.211079/87 = 4852 N

- Lực hướng tâm :
Fr1 = Fr2 = Ft1.tgαtw/cosβ =
4852.tg20,3960/cos11,7860= 1843 N
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

15


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

- Lực dọc trục :
Fa1 = Fa2 = Ft1/tgβ = 4852/tg11,7860 = 1012,5 N
B. Tính toán cho cặp bánh răng cấp nhanh

Thông số cặp bánh răng như sau :
Tỉ số truyền : u = 2,83
Vận tốc trục vào : n1 = 481,67 vg/ph
Momen xoắn T1 = 78387 Nmm
Hệ số quá tải Kqt = 2
Khoảng cách trục : aw1 = 166 mm
1. Chọn vật liệu

- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống
nhất trong thiết kế nên ta chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như
nhau.Vì bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên ta chọn thép
nhiệt luyện,vì chế độ làm việc lớn hơn nên ta chọn vật liệu của

bánh răng dẫn lớn hơn vật liệu của bánh bị dẫn. Cụ thể, theo
bảng 6.1 ta chọn vật liệu như sau:
Bánh nhỏ thép C45 tôi cải thiện
Độ cứng 220 HB
Giới hạn bền kéo = 750
Giới hạn chảy = 450
Bánh lớn thép C40 tôi cải thiện
Độ cứng 200 HB
Giới hạn bền kéo = 700
Giới hạn chảy = 400
2. Xác định ứng suất cho phép
a. Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo bảng 6.2 trang 94 (Chất 1)
σ0Hlim=2HB+70 ; SH=1,1 ; SF=1,75
Khi đó
σ0Hlim1 = 2.HB1+70 = 2.220+70 = 510MPa
σ0Flim1 = 1,8.HB1= 1,8.220 = 396 MPa
σ0Hlim2 = 2.HB2+70 = 2.200+70 = 470 MPa
σ0Flim2=1,8.HB2 = 1,8. 200 = 360 MPa
Sử dụng CT 6.5 trang 93 (Chất 1) ta có NHO=30.H4HB
NHO1 = 30.HB12,4 = 30.2202,4 1,26.107
NHO2 = 30.HB22,4 = 30.2002,4 107
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

16


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Theo CT 6.6 trang 93 (Chất 1) NHE= NFE = 60.c.n. với =8800
giờ
NHE2= 60.481,7.8800= 25,4.107 > NHO2
Do đó kHL2=1
⇒ NHE1 > NHO1 do đó kHL1 = 1
Như vậy theo CT (6.1a) trang 93 C1 sơ bộ xác định được
[σH] = σ0Hlim.
[σH1] = 510. = 463,64 MPa
[σH2] = 470. = 427,27 MPa
Với cấp chậm sử dụng bánh răng chữ V do đó theo (6.12)
trang 95 (C1)
[σH] = = = 445,45 MPa < 1,25[σH2]
b. Ứng suất uốn cho phép:
NFE2= NHE2 = 8,97.107 > NFO= 4.106
Do đó kFL2=1, tương tự kFL1 = 1
Từ đó theo CT (6.2a) trang 93 (C1) ta có kFC=1 (Bộ truyền
quay 1 chiều)
[σF1] = σ0Flim1. kFC. kFL1 / SF = 396.1.1/1,75 = 226,28 MPa
[σF2] = σ0Flim2. kFC. kFL2 / SF = 360.1.1/1,75 = 205,71 MPa
c. Ứng suất quá tải cho phép
Theo CT (6.13,6.14) trang 95,96
[σH]max = 2,8.σch2 = 2,8.450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8. σch1= 0,8.450 = 360 MPa
[σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8.400 = 320 MPa
3. Xác định hệ số chiều rộng vành răng

Theo công thức (6.15a)

aw1 = Ka(u+1) ⇒
Trong đó :
- Chọn sơ bộ KHβ= 1,05 –hệ số kể đến đến sự phân bố tải
trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
- Với bánh rang nghiêng thì Ka = 43 ( tra bảng 6.5 trang
96 )
⇒= 433.( 3+1 )3. = 0,051 < 0,15
⇒ Chọn = 0,15 để đảm bảo điều kiện cứng bánh răng
Ψbd = 0,5ψba(u+1) = 0,5.0,15.(2,83 + 1) 0,3
Tra bảng 6.7 trang 98 ta có :
- KHβ = 1.02 –hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng trên
chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
- KFβ = 1,04 - hệ số kể đến đến sự phân bố tải trọng
trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc
Kiểm tra sai lệch KHβ Δ = .100% = 2,9% <4% (thỏa )
Bề rộng vành răng là :
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

17


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

bw = 0,15.166 = 24,9 ⇒ Chọn bw = 30 mm
4. Xác định thông số ăn khớp
-

Modun pháp được chọn theo khoảng cách trục a theo công
thức (6.17)
m = (0,01÷ 0,02) aw1 = (0,01÷ 0,02) .166= 1,66 ÷ 3,32
Chọn m = 2,5
Chọn sơ bộ góc nghiêng = → cos = 0,9848

-

-

Theo công thức (6.13) Số răng của bánh dẫn là:
= = = 34,15 lấy = 34
Số răng bánh bị dẫn = u. = 2,83.34 = 96,22 lấy = 96
Xác định chính xác góc nghiêng
= = = 0,9789 → =
5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo ( 6.33) , ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
σH = ZMZHZε
- Theo bảng 6.5 ZM = 274MPa1/3
-Theo công thức 6.35
Tgβb = cosαt. tgβ = cos(20,396).tg(11,786) = 0,1956 ⇒βb
= 11,067
Với αt = αtw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,9789) =
20,396
Do đó theo công thức (6,34)
ZH = = = 1,733
Đường kính vòng lăn : bw = ψba.awl = 0,4.166 = 66,4 ⇒ Chọn bw
= 68

Theo công thức (6.37) εβ = bw.sinβ/(m) = 0,4.166.sin(11,786)/
( = 1,73
Theo công thức (6.63b) :
εα = [1,88 – 3,2 ( + )] cosβ = [ 1,88 – 3,2.( + )]cos(11,786) =
1,716
Theo công thức (6.38) ta có Zε = = = 0,763
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ ( theo công thức bảng 6.11)
dw = 2aw/(u +1) = 2.166/(2,83 + 1) 87
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

18


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Theo công thức (6.40) ta có vận tốc vòng
v = .dw1.n1/6000 = .87.481,7/60000= 2,19
(m/s)
Với v = 2,19 m/s theo bảng 6.13 trang 128, chọn cấp chính
xác là cấp 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v 2,5 nên chọn
KHα = 1,13 , KFα = 1,37
Theo bảng 6.15 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn
khớp δH và δF
δH = 0,02 và

δF = 0,006

Theo bảng 6.16 ta tra được trị số của hệ số kể đến sự ảnh
hưởng của sai lệch bước răng g0 = 73
Theo công thức (6.42)

H

= σH g0v = 0,002.73.2,19 = 2,45

Theo công thức (6.41) , Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện
trong vùng ăn khớp
KHv = 1 + H.bwdwl/(2T1KHβKHα) = 1 + 2,45.30.87/
(2.78387.1,08.1,13) = 1,03
Theo công thức (6.39) ta xác định được hệ số tải trọng khi tính
về tiếp xúc:
KH = KHα KHβ KHv = 1,13.1,02.1,03 = 1,19
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền
σH = ZMZHZε
=274.1.733.0,763. = 317,3 MPa
Khi đó :

σH < [σH1] ⇒ Thỏa mãn về độ bền tiếp xúc

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

- Số răng tương đương :
Zv1 = Z1/cos3β = 34/0,97893 = 36,24
Zv2 = Z2/cos3β = 96/0,97893 = 102,34
- Theo công thức 6.47 ta có
F

= σF g0v =0,006.73.2,19 = 7,36

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

19


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
(công thức 6.46 )
KFv = 1 + F.bwdwl/(2T1KFβKFα) = 1 + 7,36.30.87/
(2.87387.1,04.1,37) = 1,08
Hệ số tải trọng khi tính về uốn : ( theo công thức 6.45)
KF = KFα KFβ KFv =1,37.1,17.1,02 = 1,56
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Y ε = 1/εα = 1/1,716 =
0,58
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yβ = 1 – β/140 = 111,786/140 = 0,92
Hệ số dạng răng của bánh răng, tra bảng 6.18, ta được Y F1 =
3,78 ; YF2 = 3,6
Ứng suất uốn sinh tai tại chân răng của các bánh răng là:
σF1 = 2.T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)
= 2.78387.1,56.0,58.0,92.3,78/(30.87.2,5) = 86,6
MPa < [σF1]=226,28
σF2 = σF1.YF2/YF1 =96,69.3,6/3,78 = 82,5 MPa < [σF2] =

205,71 MPa
⇒ Vậy ứng suất uốn sinh ra thỏa mãn điều kiện về độ bền uốn
7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Theo đầu đề ta có

Kqt = 2

Ứng suất tiếp xúc sinh ra khi quá tải là :
σH1max = σH. = 488,7MPa < [σH1]max =1260 MPa
Ứng suất uốn sinh ra khi quá tải là :
σF1max = σF1Kqt = 96,69.2 = 173,22 MPa < [σF1]max = 360
MPa
σF2max = σF2Kqt = 92,09.2 = 164,97 MPa < [σF1]max = 320
MPa
⇒ Vậy cặp bánh răng đã sử dụng thỏa mãn độ bền khi quá tải
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

20


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

8. Các thông số và kích thước bộ truyền

-

Modun pháp : m = 2,5
Chiều rộng vành răng : b1 = 35 mm ; b2 = 30mm
Số răng : Z1 = 34 răng ; Z2 = 96 răng
Khoảng cách trục : a = 166 mm
Đường kính vòng chia :
d1 = m.Z1/cosβ = 2,5.34/cos11,786 = 87 mm
d2 = m.Z2/cosβ = 2,5.96/cos11,7860 = 245
mm
- Đường kính vòng đỉnh :
da1 = d1 + 2.m = 87 + 2.2,5 = 92 mm
da2 = d2 + 2.m = 245 + 2.2,5 = 250 mm
- Đường kính đáy răng :
Ddf1 = d1 - 2,5.m = 87 - 2,5.2,5 = 80,75 mm
Ddf2 = d2 – 2,5.m = 254 – 2,5.2,5 = 238,75
mm

Bảng số liệu :
Khoảng cách trục

aw1 = 166 mm

Modun pháp

m = 2.5

Chiều rộng vành răng

b1= 35 mm ; b2 = 30
mm

Tỉ số truyền

u = 2,83

Góc nghiêng của răng

β = 11,7860

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

21


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Số răng bánh răng

Z1 = 34 ; Z2 = 96

Hệ số dịch chỉnh

x1 = 0 ; x 2 = 0

Đường kính vòng chia

d1 = 87 ; d2 = 245

Đường kính đỉnh răng

da1 = 92 ; da2 = 250
df1 = 80,75 ; df2 =
238,75

Đường kính đáy răng
9. Lực tác dụng lên trục :

- Lực vòng :
Ft1 = Ft2 = 2.T1/d1 = 2.78387/87 = 1802 N
- Lực hướng tâm :
Fr1 = Fr2 = Ft1.tgαtw/cosβ =
1802.tg20,3960/cos11,7860= 684,4N
- Lực dọc trục :
Fa1 = Fa2 = Ft1/tgβ = 1802/tg11,7860 = 376 N

Phần IV – THIẾT KẾ TRỤC

I.

Thiết Kế Trục :
1. Chọn Vật Liệu Chế Tạo Trục
chọn thép 45 thường hóa có :
giới hạn bền = 600

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

22


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

2. Tính Thiết Kế Sơ Bộ Trục
a. Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức
3

=

Ti
0, 2.[τ ]i

trong đó ; : ứng suất xoắn cho phép
T : Momen xoắn của trục.
= 15 ÷ 30 M lấy = 15 cho trục I
= 20 cho trục II
= 25 cho trục III
→ = = = 29,67 mm
Lấy =30 mm
= = = 37,5 mm
Lấy = 37,5 mm
= = = 48,4 mm
Lấy = 50 mm
Từ đường kính sơ bộ

Ta chọn ổ lăn theo bảng 10-2 trang 189 [2], ta có các
chiều rộng của ổ lăn lần lượt là = 17 mm ; = 23 mm ; bo3 =
29 mm; Để thuận tiện cho việc tính sơ bộ các trục ta chọn
= 23 mm;
Tra bảng 7-2 trang 119 [1], và sử dụng nội suy, ta có :
trị số ứng suất cho phép của thép chế tạo trục lần lượt là :
[σ ]
[σ ]
[σ ]
2
2
2
1 = 70 N/m ,
2 = 61 N/m ,
3 = 54,5 N/m
b. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt

lực :
* Chọn
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là :
k1 = 10 mm
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k 2
= 10 mm
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ : k 3
= 10 mm
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 15 mm
* Xét trục I
Hình sơ bộ trục 1
Chọn chiều dài mayo :

Chiều dài mayo bánh đai, mayo bánh răng trụ là
lm = (1,2 ÷ 1,5)d = 36 ÷ 45 mm
Vì lm < B = 50 mm ⇒ chọn lm12 = 50 mm

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

23


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

Vì lm > bw = 35 mm ⇒ chọn lm13 = 49 mm ( thuận tiện tính
toán)
Ta có khoảng cách các đoạn trục
l12 = - lc12 = 0,5( lm12 + b0 ) + k3 + hn
= 0,5.( 50 + 23 ) + 10+ 15 = 61,5 mm
l13 = 0,5( lm13 + b0 ) + k1 + k2 = 0,5(45 + 23) +10 + 10=
56 mm
l11 = 2.l13 = 2.54 = 112 mm
* Xét trục III
- Chọn chiều dài mayo khớp nối trục đàn hồi
lm13 = (1,4 ÷ 2,5 )d = 75 ÷ 125 mm ÷⇒ chọn lm33 = 85 mm
- Chiều dài mayo bánh răng trụ :
lm32 = (1,2 ÷ 1,5)d = 60÷ 75 mm ⇒ chọn lm32 = 73 mm
- Khoảng cách các đoạn trục là :
lc33 = 0,5( lm33 + b0 ) + k3 + hn

= 0,5( 85 + 23) + 10 + 15 = 79 mm
l = 0,5( lm32 + b0 ) + k1 + k2 = 0,5( 73 + 23)

2 32

+ 10+ 10 = 68
l31 = 2.l32 = 2.68 = 136 mm
l13 = l31 + l32 = 136 + 79 = 215 mm
* Xét trục II
- Chiều dài mayo bánh răng trụ trên trục 2
lm32 = (1,2 ÷ 1,5)d = 48 ÷ 60 mm ⇒ chọn lm22 = 49
- Chiều dài các đoạn trục là :

SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

24


Đồ Án Cơ Sở Thiết Kế Máy

GVHD : PGS. TS. Nguyễn Văn Yến

l22 = 0,5( lm22 + b0 ) + k1 + k2 = 0,5( 45 + 23) + 10+ 10 =
56 mm
l23 = l11 + l32 + k1 + b0 = 68 + 54 + 10 + 23 = 213 mm
l21 = l23 + l32 = 213 + 68 = 281 mm

3. Xác Định Tải Trọng Lên Các Trục

Lực tác dụng lên hệ thống dẫn động
- Trên bánh đai = 875 N
- Trên cặp bánh răng bộ truyền cấp nhanh.
= = 1802 N
== 684 N
= = 376 N
SVTH : Nguyễn Bảo Danh

Lớp 17C1B

25