Đồ án Chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động băng tải - ĐH Giao thông Vận tải Hà Nội

TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

THIẾT KẾ MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY
Đề số : V –Phương án 1
THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Lời nói đầu
    Tính tốn thiết kế  hệ  dẫn động cơ  khí là nội dung khơng thể  thiếu trong chương  
trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với các kỹ sư nghành chế tạo máy . Thiết kế 
mơn học chi tiết máy là mơn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống lại các kiến thức 
của các mơn học như  : Chi tiết máy , Sức bền vật liệu , Ngun lý máy , Vẽ  kỹ 
thuật… Đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với cơng việc thiết kế  và làm đồ  án  
chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ thiết kế được giao là : THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Do lần đầu tiên làm quen  thiết kế với khối lượng kiến thức  tổng hợp cịn có những  
mảng kiến thức chưa nắm vững cho nên dù đã cố gắng tham khảo các tài liệu và các 
bài giảng của các mơn có liên quan song bài làm của em cịn có những thiếu sót . Em  
rất mong được sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy cơ trong bộ mơn để  em củng cố kiến 
thức và có thể hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học …
Cuối cùng em xin trân thành cảm ơn các thầy cơ trong bộ mơn hướng dẫn & chỉ 
bảo cho em hồn thành tốt nhiệm vụ được giao.
      Một lần nữa em xin trân thành cảm ơn !!!

Trang 1
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Các số liệu phục vụ cho cơng việc thiết kế :
Sơ đồ hướng dẫn

Chế độ làm việc : mỗi ngày làm việc 2 ca , mỗi ca 8 giờ . Mỗi năm làm việc 300 

ngày, tải trọng va đập nhẹ
Phương án
1
Thứ ngun
Lực vịng trên băng tải P 

110

KG

Vận tốc băng tải 

1,2

m/s

Đường kính trong

400

mm

Chiều rộng băng tải B 

400

mm

5

Năm

Thời hạn phục vụ 
Tỷ số M1/ M
Sai số vận tốc cho phép 

2

0,5
5

%


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

Phần I  CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1 ) Chọn động cơ :
Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc thiết bị cơng nghệ là giai đoạn 
đầu tiên trong q trình tính tốn thiết kế máy . Trong rất nhiều trường hợp dung hộp 
giảm tốc và động cơ biệt lập ,việc chọn đúng loại động cơ ảnh hưởng rất nhiều đến 
việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngồi hộp . Muốn 
chọn đúng loại động cơ cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại đồng 
thời cần chú ý đến các u cầu làm việc cụ thể của các thiết bị cần được dẫn động
→ Để chọn động cơ ta tiến hành theo các bước sau :
­ Tính cơng suất cần thiết của động cơ
­ Xác định sơ bộ số vịng quay đồng bộ của động cơ
­ Dựa vào cơng suất và số vịng quay đồng bộ kết hợp với các u cầu về q tải , 
mơmen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ để chọn kích thước động cơ 
phù hợp với u cầu thiết kế

a ) Xác định cơng suất động cơ :
Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên ta chọn cơng 
suất của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lúc chạy q tải , lúc chạy 
non tải một cách thích hợp để nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định . Như vậy ta coi 
động cơ làm việc với phụ tải đẳng trị khơng đổi . Bằng phương pháp  mơmen đẳng trị 
ta xác định cơng suất của động cơ.
Ta có : Mđt =  =  
     Mđt = 0,863 . M     ; Trong đó M là mơmen của hệ thống truyền động
    Với M =  =  = 227,5 (Nm)
 Mđt = 0,863. M = 0,863 . 227,5 = 196,33(Nm)
  Cơng suất đẳng trị : Pđt =   (KW)
Với nt – vận tốc của băng tải
  =  =  = 54,60 (v/ph)
 Cơng suất đẳng trị : Pđt =   = 1,122 (KW)
Hiệu suất truyền động : =br×ổ×khớp nối
Với :  br – hiệu suất cặp bánh răng
Trang 3
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
 ­ Hiệu suất 1 cặp ổ lăn
khớp nối ­  Hiệu suất nối trục di động
Tra bảng 2­3 “ trị số các hiệu suất” (sách TTTKHDD cơ khí trang 19) ta có :
Hiệu suất truyền động là :  = 0,974×0,9954×0,99 = 0,859
 ổ

Cơng suất trên trục động cơ là: Pct =  = 1,306 (KW)
Cần phải chọn động cơ điện có cơng suất lớn hơn hoặc bằng cơng suất cần thiết trên 
trục động cơ

b) Xác định sơ bộ số vịng quay đồng bộ của động cơ nsb
Số vịng quay sơ bộ của động cơ:  nsb = nlv . ut
Trong đó: nlv ­ Số vịng quay của trục máy cơng tác trong 1 phút
                 ut – tỷ số truyền tồn bộ của hệ thống dẫn động 
Số vịng quay của trục máy cơng tác (tang quay) trong 1 phút : 
 nlv =  =  = 54,60 (v/ph)
Tỷ số truyền tồn bộ của hệ thống dẫn động : đối với bộ truyền bánh răng trụ hai cấp 
ta chọn ut  = 24
 Số vịng quay sơ bộ của động cơ : nsb = 54,60. 24= 1310,4 (v/ph)
c) Chọn động cơ : 
Qua việc tính tốn các thơng số  trên ta dựa vào bảng 2P sách “Thiết kế  chi tiết máy” 
trang 322 để chọn động cơ kiểu A02(A02 2) 31­4 có các thơng số kỹ thuật sau:
Cơng suất : Pđc = 2,2 KW
Vận tốc : nđc = 1430 v/ph
 = 1,8  ;   = 2,2   ;   = 1,2 
2. Phân phối tỷ số truyền : 
Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh hưởng 
rất lớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc .
Tỷ số truyền chung : uh =  =  = 26 
Mà uh = u1.u2
Với u1 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh
       u2 – tỷ số truyền bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
Để tạo điều kiện bơi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục bằng 
phương pháp ngâm dầu ta chọn  u1 =  u2  
 u1 =  u2 =  =  = 5,1

3. Xác định cơng suất ,  mơmen và số vịng quay trên các trục :
4

TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Trục động cơ I : Pđc = 2,2 KW ;  
                          nđc = 1430 v/ph ;
                            Tđc =   =  = 14692,31 Nmm
Trục II :  PII =  =  . 0,97 .0,995 = 1,062 KW
               nII =  =  = 280,39 v/ph
              TII =  =    = 36103,28 Nmm
Trục III :  PIII =  =  . 0,97 .0,995 = 2,05 KW
               nIII =  =  = 54,98 v/ph
              TIII =  =    = 356084,03 Nmm
Ta có bảng hệ thống các số liệu tính được : 
               
Trục
Thứ 
Động 
II
III
Thơng 
ngun
cơ I
Số
Tỷ   số 
               5,1                          5,1
truyền u 
Cơng 
suất P

KW

2,2

1

2,05

Số   vịng 
quay n

v/ph

1430

280,39

54,98

Mơmen 
xoắn T

Nmm

14692,3

36103,2

356084

,06

1

8

,03

Phần II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
I. .Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Vì hộp giảm tốc có cơng suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và khơng có 
u cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :
Bánh lớn : Thép 45 tơi cải thiện 
                đạt độ rắn HB192….. 240  chọn HB2 = 230
                giới hạn bền :    σb2 = 750 MPa   ;
                giới hạn chảy : σch2 =450 MPa
Trang 5
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Bánh nhỏ : Thép 45 tơi cải thiện 
                đạt độ rắn HB241….. 285 ta chọn HB1 = 245
                giới hạn bền :    σb1 = 850 MPa   ;
                giới hạn chảy : σch1 =580 Mpa
II. . Xác định ứng suất cho phép : 
Theo bảng 6­2 ‘trị số của σ0Hlim  và σ0Flim ’ sách TKHDDCK trang 94
Với thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB 180…. 350 ta có :  
             σ0Hlim = 2HB + 70   ; SH = 1,1
             σ0Flim = 1,8HB     ; SF = 1,75
khi đó : σ0Hlim1  = 2HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa 
             σ0Flim1 = 1,8HB1 = 1,8 . 245  = 441  MPa

       σ0Hlim2  = 2HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa
       σ0Flim2 = 1,8HB2 = 1,8 . 230  = 414  MPa
Theo cơng thức 6­5: NHO  =30 do đó 
     NHO1  =30 . 2452,4  = 1,63.107
     NHO2  =30 . 2302,4  = 1,40 .107
Theo cơng thức (6­7 )
       NHE = 60c = 60c.nII/u../
      NHE2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(13.0,5+ 0,73.0,5) = 8,51.107 > NH02 
         NHE1 = 8,51.107.5,1= 43,40 .107 > NH01
Do đó lấy KHL1 = 1 là hệ số tuổi thọ , xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế 
độ tải trong của bộ truyền
Như vậy theo 6­1a sơ bộ xác định được : [σH] = σ0Hlim. KHL/SH 
      [σH]1 = 560.1/1,1 = 509,09      MPa
      [σH]2 = 530.1/1,1 = 481,82    MPa
Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng do đó theo 6­12 :
[ H] = ([ H]1 + [ H]2)/2 =  = 495,46     MPa
 [ H] < 1,25 .min( [ H]1 ; [ H]2 ) = 1,25.481,82 = 602,28  MPa
 Với Cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL =1 do đó : 
[ H]’ =[ H]2 = 481,82 MPa
Theo (6­7) : NEF = 60c.
NEF2 = 60.2.4.300.2.8.(280,39/5,1).(16.0,5+ 0,76.0,5) = 7,08 .107 > NFO 
 Do đó :KLF2 =1
(Đối với tất cả các loại thép:  NFO  =4.106 )
NFE1 = u. NFE2 = 5,1 . 7,08.107 = 36,11 .107 > NFO     do đó lấy   KLF1 =1
6


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Theo 6.2a: [ F] =  . KFC .KFL / SF 
Với : ­ ứng suất giới hạn mỏi tương ứng với chu kỳ cơ sở

          KFC  ­ hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải . với bộ truyền quay 1 chiều  KFC  =1 
ta được :
       [ F]1 = 441.1.1/1,75 = 252,57       MPa
      [ F]2 = 414. 1.1/1,75 = 236,57    MPa
Ứng suất quá tải cho phép :
Theo (6­13) và (6­14) 
   [ H]max  = 2,8.  ch2 = 2,8.450  = 1260 MPa
   [ F1]max = 0,8.  ch1 = 0,8 . 580 = 464  MPa
   [ F2]max = 0,8.  ch2 = 0,8 . 450 = 360  MPa
III.

THIẾT KẾ  BỘ  TRUYỀN CẤP CHẬM  :(bộ  truyền bánh 
răng trụ răng thẳng)

1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
theo 6­15a : aw2 =Ka.(u2 + 1)  
trong đó :   Ka – hệ  số  phụ  thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và dạng răng . 
Tra  bảng 6­5 sách TKHDDCK trang 96 ta có Ka = 49,5   (MPa1/3)
? ba = bw/aw tra bảng 6­6 ta chọn  ba = 0,3
Theo cơng thức(6­16)ta có:? bd = 0,53 ? ba(u2+1) = 0,53.0,3.(5,1+1) = 0,9699
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi  
tính về tiếp xúc .Với ? bd = 0,9699  kết hợp tra bảng 6­7 sách TKHDCK trang 98 ta 
chọn KHβ =1,05 ứng với sơ đồ 6
T2 :  mơmen xoắn trên trục chủ động (trục II)
[ H] : ứng suất tiếp xúc cho phép
Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1)  = 138,95  (mm)
Lấy aw2 = 143 mm
2. Xác định các thơng số ăn khớp : 
Xác định mơ đun : theo cơng thức (6­17) 
  m = (0,01    0,02)aw = (0,010,02) 143 = 1,43  2,86

Trang 7
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mơ đun (bảng 6­8) ta chọn mơ đun pháp tuyến mn 
= 2
Xác định số răng , góc nghiêng   và số dịch chỉnh x :
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ nên   = 00 
Số răng bánh nhỏ : z1 =   =  = 23,61
Lấy z1 = 23 răng
 số răng bánh lớn theo cơng thức (6­20) ta có : 
z2 = u2. z1 = 5,1. 23 = 117,3
lấy z2 = 117
Ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : theo (6­21) ta có 
aw =   =  = 140 mm
như  vậy với bánh răng thẳng có z1 = 23 theo bảng (6­9) chọn hệ số dịch chỉnh  
bánh răng : bánh lớn : x2  = 0  ; bánh nhỏ : x1 = 0
3. Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng : 
Theo (6­33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε   [σH ]
trong đó  : ZM  ­ hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra bảng (6­5) chọn ZM = 274 MPa1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
T1 = mơ men xoắn trên trục bánh chủ động.
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
bw  ­ chiều rộng vành răng
dw1  ­ đường kính vịng lăn bánh nhỏ
Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có : 

góc prơfin răng : t
arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00)  = 200
   Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(23+117) = 140
   Góc ăn khớp :  tw = arccos(acos t / aw ) = arccos(140.cos200 / 140) = 200
hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 
         ZH = =  = 1,76
Chiều rộng vành răng : bw  = ? ba . aw = 0,3 .140 =  42 mm
Theo cơng thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / m = 42 . sin00 / 2 = 0
Theo cơng thức 6­36a  ta có : Zε =  
Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo cơng thức 6­38b ta có :
εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88­ 3,2 (1/23 + 1/117)]. cos00 = 1,714
 Zε =  =  = 0,762 
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ : dw1 =  2 aW/( u2  + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm      
8


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Vận tốc vịng : v =   =   =  0,674 m/s
 dựa theo vận tốc và bảng 6­13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9 
    Hệ số tải trọng khi tính  về tiếp xúc theo cơng thức (6­ 39)  ta có :
             KH  = KHβ KHα KHv 
Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng khơng đều trên chiều rộng vành 
răng. KHβ = 1,05
KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng khơng đều cho các đơi răng đồng thời ăn 
khớp . với bánh răng thẳng KHα =1
KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo cơng thức (6­41) ta có: KHv = 1+  
Trong đó :  = .g0.v  
 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6­15 ta chọn =0,006
g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 

6­ 16 ta chọn g0 = 73
  = 0,006 . 73 . 0,674 . = 1,55
Vậy : KHv = 1+  = 1+  = 1,039
 KH  = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1 .1,039 = 1,091
Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε 
= 274 1,76 0,762   = 268,13 MPa 
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : 
Theo cơng thức (6­1) [σH] = ( / SH ).ZR Zv . KxH KHL
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vịng . Do v = 0,587 m/s  nên lấy Zv =1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần 
gia cơng độ nhám  Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . 
với da <700mm, KH = 1 do đó theo (6­1) và (6­1a) 
 Vậy    [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73  MPa
ta thấy   σH = 268,13 < [σH] = 457,73     MPa
Vậy các thơng số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc
4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo cơng thức (6­43) và (6­44)
F1 =    [ F1 ]
F2

 =    [

Trong đó : 
T1 – mơ men xoắn trên bánh chủ động  Nmm
Trang 9
 

F2

]


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
KF  ­ mơ đun pháp
bw  ­ chiều rộng vành răng
dw1  ­ đường kính vịng lăn bánh chủ động
Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng
Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,714 = 0,58
KF = KFβ KFα KFv  ­ hệ số tải trọng khi tính về uốn
  Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 
khi tính về uốn . tra bảng 6­7 ta chọn KFβ = 1,1
KFα – là hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời an 
khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên KFα =1
KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
KFv = 1+ 
Trong đó : = . v.  = 0,016 . 73 . 0,674   = 4,12
( Tra bảng 6­15 và bảng 6­16  ta chọn = 0,016 ;  = 73 )
 KFv = 1+  = 1+  = 1,316
Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1. 1,316 = 1,448
Yβ  ­ hệ số kể đến độ nghiêng của răng . vì bộ truyền răng thẳng nên Yβ =1
YF1  ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương  
zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh 
Ta  có zv1 = z1 / cos3β = 23  ; zv2 = z2 / cos3β = 117 (do β = 00 )
Tra bảng 6­18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 =  3,60
 Vậy  F1 =  =  = 62,44 MPa
 =   =  = 56,62 MPa
Tính ứng suất uốn cho phép : theo cơng thức (6­2) ta có
[ F] = ( / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC
Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

                  Ys  ­ hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 =  1,032
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1
 [ F1] =  [ F1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1  = 260,65 MPa
     [ F2] =    [ F2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 =  244,14   MPa
Vậy    F1 <  [ F1]    ;    F2  < [ F2]
5. Kiểm nghiệm răng về q tải
Ta có hệ số q tải Kqt =  =  =1,4
ứng suất tiếp xúc cực đại theo cơng thức (6­48) : 
H1max =  H .  = 268,13. = 317,26(MPa)
F2

10


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Ta thấy  H1max <  [ H]max = 1260 MPa
ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo cơng thức (6­49 ) ta có 
Fmax  =  F . Kqt
  F1max  =  F1 . Kqt = 62,44. 1,4    =  87,42   (MPa)  <   [ F1]max
      F2max  =   F2 . Kqt= 56,62.1,4       =  79,27      (MPa )   <   [ F2]max
6. Các thơng số và kích thước của bộ truyền : 
Khoảng cách trục : aw =140 mm
Mơ đun pháp : m = 2 mm
Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm
Tỷ số truyền :  um = 5,1
Góc nghiêng răng : β = 00
Số răng bánh răng : z1 = 23 ; z2 = 117
Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Đường kính vịng chia : d1 =  =  = 46 mm

                                      d2 =  =  = 234 mm
đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.(1+x1­Y).m =46 + 2.(1+0­0).2 =50  mm
                                     da2 = d2 + 2.(1+x2­Y).m =234 + 2.(1+0­0).2 =238  mm
đừng kính đáy răng : df1 = d1 ­ (2,5­ 2.x1).m  =  46 ­ (2,5­ 0). 2  = 41  mm
                                  df2 = d2 ­ (2,5­ 2.x2).m  =  234 ­ (2,5­ 0). 2  = 229  mm
Ta  có bảng các thơng số của bộ truyền bánh răng cấp chậm :
Thơng số

Giá trị

Khoảng cách trục

140

mm

Mơ đun pháp

2

mm

Chiều rộng vành răng

42

mm

Trang 11
 

Thứ 
ngun


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Tỷ số truyền

5,1

Góc nghiêng răng

0

Số răng bánh nhỏ

23

Số răng bánh lớn

117

Đường   kính   vịng   chia   bánh 

46

mm

Đường   kính   vịng   chia   bánh 

234

mm

Đường   kính   đỉnh   răng   bánh 

50

mm

Đường   kính   đỉnh   răng   bánh 

238

mm

Đường kính đáy răng bánh nhỏ

41

mm

Đường kính đáy răng bánh lớn

229

mm

Độ

nhỏ
lớ n
nhỏ
lớ n

IV.

TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

1. Tính khoảng cách trục
Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên lấy khoảng cách trục của cấp nhanh bằng 
khoảng cách trục cấp chậm của bộ truyền   aw1 = 140 mm
2. Xác định các thơng số ăn khớp
Xác định mơ đun : theo cơng thức (6­17) 
12


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
  m = (0,01    0,02)aw1 = (0,010,02) 140 = 1,40  2,80
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mơ đun (bảng 6­8) ta chọn mơ đun pháp tuyến mn = 2
Xác định số răng , góc nghiêng   và số dịch chỉnh x :
Chọn sơ bộ góc nghiêng  răng :   = 100   cos  = 0,985
Theo cơng thức (6­18) tính số răng bánh nhỏ;
z1 =   =   = 22,6
lây z1 = 22
 số răng bánh lớn theo cơng thức (6­32) ta có : 
z2 = u2. z1 = 5,1. 22 = 112,2
lấy z2 = 112
Ta tiến hành tính lại góc nghiêng    theo cơng thức  (6­32) 
cos  =  =  = 0,957    β =16,830 

ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : 
aw =m. = 2.  = 140 mm
3 .Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng : 
Theo cơng thức (6­33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε   [σH ]
trong đó  : ZM  ­ hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp
tra bảng (6­5) chọn ZM = 274 MPa1/3
ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
T1 = mơ men xoắn trên trục bánh chủ động.
KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
bw  ­ chiều rộng vành răng
dw1  ­ đường kính vịng lăn bánh nhỏ
Đối với bánh răng trụ răng nghiêng khơng dịch chỉnh  ta có : 
góc prơfin răng : t
arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos16,830)  = 20,820
   Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(22+112) = 134
   Góc ăn khớp :  tw1 = arccos(acos t / aw ) =arccos(134.cos20,820 /140) = 26,540
Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : theo  cơng thức (6­35) ta có :
tgβb = cosαt . tgβ = cos 20,820 . tg16,830 = 0,283   βb =15,790 
  hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 
         ZH = =  = 1,523
Chiều rộng vành răng : bw  = ? ba . aw = 0,3 .140 =  42 mm
Theo cơng thức hệ số trùng khớp dọc : 
        εβ = bw .sinβ / m = 42. sin16,830 / 2 = 1,94
Trang 13
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

nên theo cơng thức (6­36c) ta có Zε =   
Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo cơng thức 6­38b ta có :
εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ 
                                 = [1,88­ 3,2 (1/22 + 1/112)]. Cos16,830 = 1,633
 Zε =  =  = 0,783
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ : dw1 =  2 aW/( u2  + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm      
Vận tốc vịng : v =   =   =  3,437 m/s
 dựa theo vận tốc và bảng 6­13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9 
    Hệ số tải trọng khi tính  về tiếp xúc theo cơng thức (6­ 39)  ta có :
             KH  = KHβ KHα KHv 
Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng khơng đều trên chiều rộng vành 
răng. KHβ = 1,05
KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng khơng đều cho các đơi răng đồng thời ăn 
khớp . Với bánh răng nghiêng tra bảng 6­14 chọn  KHα =1,16
KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo cơng thức (6­41) ta có: KHv = 1+  
Trong đó :  = .g0.v  
 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6­15 ta chọn =0,002
g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 
6­ 16 ta chọn g0 = 73
  = 0,002 . 73 . 3,437 . = 2,63
Vậy : KHv = 1+  = 1+  = 1,14
 KH  = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1,16 .1,14= 1,39
Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng :
σH = ZM .ZH . Zε 
= 274 1,523 0,783  = 242,79 MPa 
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : 
  Theo cơng thức (6­1) [σH] = ( / SH ).ZR Zv . KxH KHL
Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vịng . Do v = 3,437 m/s  nên lấy Zv =1
Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần 

gia cơng độ nhám  Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . 
với da <700mm, KHL = 1 do đó theo (6­1) và (6­1a) 
 Vậy    [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73  MPa
ta thấy   σH = 242,79 < [σH] = 457,73     MPa
Vậy các thơng số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc

14


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
4

.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo cơng thức (6­43) và (6­44)
F1 =    [ F1 ]
F2

 =    [

F2

]

Trong đó : 
T1 – mơ men xoắn trên bánh chủ động  Nmm
KF  ­ mơ đun pháp
bw  ­ chiều rộng vành răng
dw1  ­ đường kính vịng lăn bánh chủ động
Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,633 = 0,61
KF = KFβ KFα KFv  ­ hệ số tải trọng khi tính về uốn
  Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố khơng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 
khi tính về uốn . tra bảng 6­7 ta chọn KFβ = 1,1
KFα – là hệ số kể đến sự phân bố khơng đều tải trọng cho các đơi răng đồng thời an 
khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng nên tra bảng 6­14 
ta chọn  KFα =1,40
KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
KFv = 1+ 
Trong đó : = . v.  = 0,006 . 73 . 3,437.   = 7,89 
( Tra bảng 6­15 và bảng 6­16  ta chọn = 0,006 ;  = 73 )
 KFv = 1+  = 1+  = 1,34
Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1,40. 1,34 = 2,06
Yβ  ­ hệ số kể đến độ nghiêng của răng . 
Ta có Yβ = 1­ β/140 = 1­ 16,83/140 = 0,88
YF1  ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương  
zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh 
Ta  có :   zv1 = z1 / cos3β = 22/cos16,83 = 22,98  
               zv2 = z2 / cos3β = 112/cos16,83 = 117,01
Tra bảng 6­18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 =  3,60
Vậy  F1 =  = = 31,94 MPa
        

F2

 =   =  = 28,96 MPa

Tính ứng suất uốn cho phép : theo cơng thức (6­2) ta có
[ F] = ( / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC
Trang 15

 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
                  Ys  ­ hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
Ys = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 =  1,032
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1
 [ F1] =  [ F1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1  = 260,65 MPa
     [ F2] =    [ F2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 =  244,14   MPa
Vậy    F1 <  [ F1]    ;    F2  < [ F2]
5. Kiểm nghiệm răng về q tải :
Ta có hệ số q tải Kqt =  =  =1,4
ứng suất tiếp xúc cực đại theo cơng thức (6­48) : 
H1max =  H .  = 242,79. = 287,27  (MPa)
Ta thấy  H1max <  [ H]max = 1260 MPa
ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo cơng thức (6­49 ) ta có 
Fmax  =  F . Kqt
  F1max  =  F1 . Kqt = 31,94. 1,4    =  44,72   (MPa)  <   [ F1]max
      F2max  =   F2 . Kqt= 28,96 .1,4       =  40,54      (MPa )   <   [ F2]max
6. Các thơng số và kích thước của bộ truyền : 
Khoảng cách trục : aw =140 mm
Mơ đun pháp : m = 2 mm
Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm
Tỷ số truyền :  um = 5,1
Góc nghiêng răng : β = 16,830
Số răng bánh răng : z1 = 22 ; z2 = 112
Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0
Đường kính vịng chia : d1 =  =  = 45,97 mm
                                      d2 =  =  = 234,02 mm

đường kính đỉnh răng :da1 = d1+2.(1+x1­Y).m =45,97 + 2.(1+0­0).2 =49,97  mm
                               da2 = d2 + 2.(1+x2­Y).m =234,02 + 2.(1+0­0).2 =238,02  mm
đừng kính đáy răng : df1 = d1 ­ (2,5­ 2.x1).m  =  45,97 ­ (2,5­ 0). 2  = 40,97  mm
                                  df2 = d2 ­ (2,5­ 2.x2).m  =  234,02 ­ (2,5­ 0). 2  = 229,02  mm
Ta  có bảng các thơng số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh :
16


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
Thơng số

Giá trị

Thứ 
ngun
mm
mm
mm

Khoảng cách trục
Mơ đun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỷ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh nhỏ
Số răng bánh lớn
Đường   kính   vịng   chia   bánh 

140
2

42
5,1
16,83
22
112
45,97

Đường   kính   vịng   chia   bánh 

234,02

mm

Đường   kính   đỉnh   răng   bánh 

49,97

mm

Đường   kính   đỉnh   răng   bánh 

238,02

mm

Đường kính đáy răng bánh nhỏ
Đường kính đáy răng bánh lớn

40,97
229,02

mm
mm

Độ
Răng
Răng 
mm

nhỏ
lớ n
nhỏ
lớ n

Trang 17
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

Phần III :  THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu chế tạo trục :
Chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền σb = 600 ; ứng suất xoắn cho phép [τ] 
= 15  30 MPa  để chế tạo trục 
2. Tính sơ bộ trục  :
Tính sơ bộ đường kính trục  theo cơng thức  (10­9) ta có :
d k =   (mm)
  Trong đó:
    dk  : đường kính trục thứ k   (mm)
    T   : momen xoắn trên trục thứ k (Nm)

     :Ứng suất xoắn cho phép trên trục (MPa)
     ­Trục I: TI =14692,31(Nmm)  ;  =20 MPa
=>                        d1 =  = 15,42 (mm)
                        
   Lấy d1 = 20 (mm)

    ­Trục II (II’): TII = 36203,28 (Nmm)     ;      = 20 (MPa)
=>                d2=    =  20,84  (mm)
                          Lấy d2  =  25(mm)
    ­Trục III :   T3 = 356084,03 (Nmm )    ;      = 30 (MPa)
=>                  d3=  = 39,01 (mm)  
                         Lấy d3 =  40 (mm).

  3 .Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.
­Tra bảng (10.2) để xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn.
                            d1 = 20 (mm)           –>   b0  =  15 (mm)
                       d2 = 25 ( mm)          –>   b0  =  17 (mm)
                       d3 =  40 (mm)          –>   b0  =   23 (mm)

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

 ­Chọn các kích thước như sau:
       k1 = 10 : Khoảng cách từ  mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, 
hoặc giữa các chi tiết quay.
       k2 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp.
       k3 = 15 : Khoảng cách giữa mặt mút của chi tiết quay đến nắp hộp.
       hn  = 15 :  Chiều cao nắp ổ và đầu bulơng.
     ­Chiều dài may ơ bánh răng trụ:
              lm  = (1,2 …1,5)d      lấy lm  =1,5d

     ­Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục vịng đàn hồi:
18


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
              lm  = (1,4 …  2,5)d     lấy  lm  = 2d
     ­Khoảng cách lki trên trục k như sau : theo bảng (10.4)
­Trục I: bánh răng nắp trên trục động cơ và nắp chìa nên:
        lm13 = 1,5d =1,5 . 20 = 30   (mm)
        l13 = ­lc12= ­[0,5.(lm12+bo)+k3+hn]= ­[0,5.(30 +15)+15+15] = ­ 52,5(mm)
­Trục  II:  
       lm22  = lm23  =1,5.d2 =1,5 . 25 =37,5 (mm) 
       l22 = ­[0,5(lm22 + bo)+ k3+ hn] = ­[0,5.(37,5 +17) +15+15] = ­ 57,25 (mm)
       l23 =  0,5(lm23 + bo)+ k1+k2 =  0,5.(37,5 +15) +10 +10 =  47,25  (mm)
       l21 =   2 . l23  = 2. 47,25 =  94,5 ( mm)
­Trục  III:
       lm32 = 1,5.d3   = 1,5. 40 =60 (mm)
       l32 = l23 = 47,25  (mm)
       l31 =2.l32 =2.47,25 = 94,5 (mm)
       l33 = l31+lc32 = 94,5+0,5(lm32+b0)+k3+hn
                  = 94,5+0,5(60+23)+15+15 = 166(mm).
.Xác  định trị  số  và chiều lực của các chi 
tiết quay tác dụng lên trục.
­Theo (10.1) ta có:
     Ft13 = Ft22 = (2.T1/ dW1)/2= (2.14692,31/ 45,9) /2 = 320,09  (N)
      Fr13 = Fr22 = Ft3 .tg/cos = 320,09.tg 26,540/cos16,83 =167,02 (N)
     Fa13 = Fa22 = Ft1 .tg =  320,09 . tg16,83 =  96,82   (N)
       
     Ft32  =Ft23  = 2. T2/ dW2 = 2.36103,28/ 45,9   = 1573,13  (N)
     Fr32 = Fr23 = Ft23 .tg/cos = 1573,13 .tg20/cos0 = 572,57 (N)

     Fa32 =   Fa23 =  0        

­Tính trục I (trục động cơ)
T =  14692,31 Nmm
­Tính trục  II:

Xác định trị số và chiều của phản lực 

tại các ổ tác dụng lên trục.
mBx = 0 ↔ FX20.l21+Ft22.(l21+l22) ­ Ft23.l23 = 0  FX20 =  
FX20=  = 518,36 N
   
Trang 19
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
mBY=0 ↔ FY20.l21 ­ Fa22.r22  ­Fr22.(l21+l22)­Fr23.l23  = 0
             FY20 =   
    ↔ FY20=  = 674,37 N
  X = 0  ↔  FX20 +FX21  +Ft22­Ft23=0   FX2 = Ft23 – FX1­  Ft22
     ↔   Fx21   = 1573,13 – 518,36 – 320,09 = 734,68 N
  mA = 0  =>FY21 .l21 ­ Fr23.l23 + Fr22.l22 + Fa22 .r22 = 0
          FY21 =      
 FY21 =   = 42,72 N
­Tính trục III:
Ta có :                     Fr23 = Fr32 = 1573,13N
                                Ft23 = Ft32 =  572,57    N
­
Lực từ  khớp nối tác dụng lên trục hướng 

theo phương x:
Fxk =( 0,2 ÷ 0,3) .  
 Fxk = 0,25 .   
Trong Dt  : đường kính vịng trịn qua tâm các chốt của nối trục vịng đàn hồi
 Với d = 40 (mm) => Dt = 105 
     =>     Fxk = 0,25 .   =  0,25. = 1695,64 ( N)

Trị số và chiều của phản lực tại các ổ tác dụng lên trục.

               m0x = 0  => Fxk .l33 ­ Fx31 . l31    = 0
                       =>   Fx31 = Fxk . l33/l31 = 1695,64 . 166 / 94,5 =  2978,58  (N)
      X = 0    =>  Fx30 + Fxk – Fx31 = 0
                     => Fx30 = Fx31 –Fxk  = 2978,58 ­1695,64  = 1282,94 (N)

20


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

Trang 21
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

SƠ ĐỒ TRỤC I

22

TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

SƠ ĐỒ TRỤC II (II’)
Trang 23
 


TRƯỜNG ĐH GIAO THÔNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY

SƠ ĐỒ TRỤC III
24


TRƯỜNG ĐH GIAO THƠNG VẬN TẢI HN                          BM : THIẾT KẾ MÁY
3.

 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn  

trục :
Theo cơng thức (10.15) và (10.16) xác định mơ men uốn tổng và mơ men tương 
đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục :
­
Trục  I  : 
M10 = M12 = M13 = 0   ; Mtd10 = Mtd12 = Mtd13 = 12723,91 Nmm
­
Trục II (II’) : 
M20 = 27935,01 Nmm   ; Mtd20 = 41927,91 Nmm
M21 = 0 Nmm  ; Mtd21 = 0 Nmm
M22 = 11522,55 Nmm  ;  Mtd22 = 33321,98 Nmm
M23 = 53371,8 Nmm  ; Mtd23 = 61855,75 Nmm

­
Trục III:
M30 = 0 Nmm  ; Mtd30 = 0 Nmm
M31 = 121238,26   Nmm  ; Mtd31 =  331354,18 Nmm
M32 = 60618,92 Nmm  ; Mtd32 = 314279,38 Nmm
M33 = 0 Nmm    ;     Mtd33 = 308377,82 Nmm
Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo cơng thức (10.17) tính :
dj  = 

với [σ] là ứng suất của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 chọn [σ] = 63 
MPa với thép 45 thường hóa :
­
Trục I :
d10  = d12  = d13 = 12,6 mm    chọn d12  = d13 = 15 mm và d10 = 17 mm
­ Trục II(II’) : 
d20 =  18,8 mm   chọn d20 = 20 mm
d21 =  0      mm   chọn d21 = 20 mm
d22 =  17,4 mm   chọn d22 = 18 mm
d23 =  21,4 mm   chọn d23 = 22 mm
­ Trục III :
d30 =  0      mm   chọn d30 = 40 mm
d31 =  37,5 mm   chọn d31 = 40 mm
d32 =  36,8 mm   chọn d32 = 42 mm
d33 =  36,6 mm   chọn d33 = 38 mm
4.  Tính kiểm nghiệm trục về độ bền  mỏi  :
a) Thép thường hóa có giới hạn bền : σb = 600MPa
 giới hạn mỏi uốn : σ­1 = 0,436 . σb =  0,436.600 = 261,6        MPa
Trang 25