ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁYTên đồ án: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỆDẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC NƠNG LÂM HUẾ
KHOA CƠ KHÍ - CƠNG NGHỆ

BÁO CÁO
ĐỒ ÁN NGUYÊN LÝ CHI TIẾT MÁY
Tên đồ án:

TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC HỆ
DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Giáo viên hướng dẫn: ThS. Nguyễn Thanh Cường
Sinh viên thực hiện: Đinh Văn Nhu
Lớp: Cơng nghệ kỹ thuật cơ khí 51
Khoa: Cơ khí – Cơng nghệ

Huế, 7/2019

1

1


LỜI NĨI ĐẦU
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nơi dung khơng 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 mơn Chi tiết máy em đã 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 q trình học tập các mơn
Chi tiết máy, sức bền vật liệu, cơ học lý thuyết, vật liệu cơ khí và cơng nghệ kim
loại,…

Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí, nó có nhiêm vụ
biến đổi vận tốc vào thành 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 hồn thành đồ án mơn học này.
Trong q 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 tốn và các thơng số cơ bản của hộp giảm tốc.
Các chỉ tiêu tính tốn,chế tạo bộ truyền xích, bộ truyền bánh răng trụ thẳng và
trục.
Cách lựa chọn, 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 tính tốn và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động,
…
Do là lần đầu tiên làm quen với cơng việc tính tốn, thiết kế chi tiết máy cùng
với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài
giảng của các mơn học có liên quan song bài làm của em khơng thể tránh được
những thiếu sót. Em kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các
Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là Thầy
Nguyễn Thanh Cường đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình giúp em
hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao.
Huế, ngày 05 tháng 07 năm 2019
Sinh viên
Đinh Văn Nhu

2

2

MỤC LỤC

3

3


THỨ TỰ HÌNH CÁC BẢNG
Bảng 1.1: Thơng số động cơ điện
Bảng 1.2: Bảng thống kê động học của hệ thống truyền động
Bảng 2.1: Các thơng số bộ truyền xích
Bảng 2.2: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ thẳng
Bảng 3.1: Các thông số của nối trục đàn hồi
Bảng 3.2:Thông số của vịng đàn hồi
Bảng 3.3: Thơng số vịng thớt
Bảng 3.4: Bảng thống kê dùng cho bơi trơn
THỨ TỰ CÁC HÌNH
Hình 3.1: Sơ đồ đặt lực chung của 2 trục
Hình 3.2: Phản lực tại các gối đỡ lên trục I
Hình 3.3: Phản lực tại các gối đỡ lên trục II
Hình 3.4: Nối trục đàn hồi
Hình 3.5: Kích thước bulong
Hình 3.6. Kích thước cửa thăm dầu
Hình 3.7. kích thước nút tháo dầu
Hình 3.8: Kích thước của q thăm dầu
Hình 3.9: Chốt định vị
Hình 3.10: Kích thước vịng thớt

CHƯƠNG 1. TÍNH TỐN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
1.1 Các thơng số tính tốn
+ Lực kéo xích tải: 2F= 2.5500= 11000 (N)

4

4


+ Vận tốc xích tải: v= 0,8 (m/)
+ Số răng đĩa xích tải: 11 (răng)
+ Bước xích tải: p= 80 (mm)
+ Thời gian phục vụ: Lh= 11000 (giờ)
+ Đặc tính làm việc: Êm
1.2 Chọn động cơ điện và phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động
cơ điện và chọn động cơ điện:
- Công suất cần thiết được xác định theo cơng thức:
ct

P =

Plv
η

Trong đó: Pct là cơng suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
t

P là công suất tính tốn trên trục máy cơng tác (kW).
η là hiệu suất truyền động.

-

Hiệu suất truyền động: η = ηôl4. ηbr1. ηx . ηnt
Trong đó:
ηơl=0,99: là hiệu suất của một cặp ổ lăn.
ηbr=0,97: hiệu suất của 1 bộ truyền bánh răng.
ηx=0,96: là hiệu suất của bộ truyền xích.
ηnt=1: là hiệu suất của nối trục.

Thay số:
η = 0.895
- Xác định Plv : khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở xích tải.
F =5500(N)
v =1,1 (m/s)
Plv =

2.F .v 2.5500.0,8
=
= 8.8(kW )
1000
1000



5

5


Pct =



Plv
8 .8
=
= 9,83(kW )
η
0,895

- Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.
60.1000.v 60.1000.0,8
=
z. p
11 .80

nlv =
= 54,55 (v/p)
- Chọn tỷ số truyền sơ bộ: usb= 20
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb= nlv.usb= 54.55.20=1091 (v/p)
- Động cơ được chọn phải thoả mãn các điều kiện sau:
+ Pđc>Pct  Pđc> 9.83 (kw)
+ nđc≈ nsb  nđc≈1091 (v/p)
Theo bảng P.13 Các thông số kỹ thuật củ động cơ 4A (trang 237, tập 1). Ta
chọn động cơ điện 4A132M4Y3.

Kiểu động
cơ
4A132M4Y
3

Bảng 1.1 Thông số động cơ điện
Công
Vận tốc
Cos
η%
suất(Kw
quay
)
(v/p)
11.0
1458
0,8
87,5

T max
Tdn

2,2

Tk
Tdn
2,0

1.2.2 Phân phối tỷ số truyền
1.2.2.1 Tỷ số truyền hệ thống.

uht =
Trong đó:

n
n

đc

lv

nđc
nlv

=

1458
54.55

= 26.73

là số vịng quay của động cơ.
là số vòng quay của trục tang.

1.2.2.2 Phân phối tỷ số truyền
uht=ung.uhgt
Trong đó:

6

6


+ ung: Tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc.

+ ung: Tỷ số truyền hộp giảm tốc.
Chọn un theo tiêu chuẩn

ux= 4(=ung )

→

uhgt=

u ht
ux

=

26.73
4

=6,6825

1.3 Các thông số trên các trục.
1.3.1 Công suất trên các trục.
+Trục công tác: Pct = 8,8 (kw)
+Trục II.

P
η .η

8,8
0,99.0,96

lv

ôl

x

PII=
+Trục I.

P
η .η

9,26
0,99.0,97

II

ôl

=

br

P I=
=
+Trục động cơ.

P
η .η
I

PĐC=

ôl

nt

=

9,64
0,99.1

= 9,26 (kw)

= 9,64 (kw)

= 9,74 (kw)

1.3.2 Số vòng quay quay trên các trục.
+Trục công tác: nđc = 1458 (v/p)
+Trục I.

n
u

lv

nt

nI=

=
+Trục II.

n
u

I

hgt

nII=
=
+Trục CT.

nCT=

n
u

II

ng

=

1458
1

= 1458 (v/p)

1458
6.6825

218
4

= 218 (v/p)

= 54,5 (v/p)

1.3.3 Mômen uốn trên các trục.

7

7


T=

9,55.106.P   
n

(N.mm)

+Trục ĐC.
Tđc= 9,55.10
+Trục I.
TI= 9,55.10
+Trục II.

9,74
1458
6

9,64
1458
6

TII= 9,55.10
+Trục CT.

9,26
1218
6

= 63797,67 (N.mm)

= 63142,66 (N.mm)

= 405655,96 (N.mm)

8,8
54,4

TCT= 9,55.106
= 1542018,35 (N.mm)
Bảng 1.1. Bảng thống ké động học của hệ thống truyền động

Thông số
Công suất P

(kW)
Tốc độ quay n
(vịng/phút)
Mơ men xoắn M
(Nmm)

Động cơ

I

II

Cơng tác

9,74

9,64

9,26

8,8

1458

1458

218

54,5

63797,67

63142,66

405655,96 1542018,35

CHƯƠNG 2. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ
Thơng số ban đầu:
- Công suất PII=9,26 (kw)
- Moomen xoắn: T1=TII=405655,96 (N.mm)
- Số vòng quay: n1=nII=218 (v/p)
- Tỷ số truyền: u=ux= 4

8

8


- Đặc tính làm việc: êm
- Số ca làm việc= 2 ca
2.1 Bộ truyền xích
2.1.1 Chọn loại xích
Xích ống hoặc xích ống con lăn (nếu vận tốc v đến 20m/s).
2.1.2 Xác định các thông số
2.1.2.1 Chọn số răng theo đĩa xích
z1 = 29 - 2u = 29 - 2.4 = 21 (răng)
z2 = u.z1 = 4.21 = 84 (răng)

Tỷ số truyền thực tế: ut =

z2
z1

84
21

=

=4

2.1.2.2 Xác định bước xích
Điều kiện đảm bảo về chỉ tiêu độ bền mòn của bộ truyền xích được viết
dưới dạng:
Pt = P.k .k z .k n ≤ [ P ]

Trong đó:
- Pt: Cơng suất tính tốn (kW)
- P: Cơng suất cần truyền (kW)
- [P]: Cơng suất cho phép (kW)
z
25
k z = 01 =
= 1,19
z1 21
: Hệ số răng
kn =

-

n01 400

=
= 1,83
n1 218

: Hệ số vòng quay

k = k 0 .k a .k dc .k bt .k d .k c
ko = 1

ka = 1
k dc = 1

đường tâm của đĩa xích so với đường nằm ngang đến 60o
khoảng cách trục

a = 30 ÷ 50 p

(chọn a=40p)

điều chỉnh bằng một trong đĩa xích

9

9


-

k bt = 1,3
kd = 1

mơi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II

tải trọng tĩnh, làm việc êm

k c = 1,25

hệ số kể đến chế độ làm việc, 2 ca/ngày
k = 1.1.1.1.1,25.1,3 = 1,625
-

Vậy:

Pt = 9,26.1,625.1,19.1,83 = 32,77

(kw)
Tra bảng 5.5 với no1= 400 (v/p), ta chọn bộ truyền xích 1 dẫy có bước xích
Pt ≤ [ P ]

p= 38,1 (mm), thỏa mãn điều kiện bền:
= 57,7 (kW)
Khoảng cách trục sơ bộ: a = 40p = 40.38,1 = 1524 (mm)
Theo cơng thức 5.23- trang 87-[1], số mắt xích x là:
2a z1 + z 2 ( z 2 − z1 ) p
x=
+
+
p
2
4π 2 a

2

2.1524 (21 + 84) ( 84 − 21) .38,1
x=
+
+
= 135,013
38,1
2
4.π 2 .1524
2


mắt xích
Để tránh phải sử dụng mắt xích nối (làm yếu xích) số mắt xích được quy trịn
theo số chẵn:
xc=136 mắt xích
Vậy khoảng cách trục a theo 5.13 [1] là:

a = 0,25 p  xc − 0,5( z 2 + z1 ) +

*

[ xc − 0,5( z 2 + z1 ) ]

2

 z − z1 
− 2 2


 π 

2





2
2

84 + 21

 84 − 21  
a = 0,25.38,1.136 − 0,5.( 84 + 21) + 136 −
 − 2. π   = 1543,4
2



 

*

(mm)
Để xích khơng chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm đi một lượng:
∆a = 0,003.a* = 0,003.1543

(mm)

a = a* − ∆a

= 1543-5=1538 (mm)
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây:

10

10


Trong đó: [i]= 20 (Tra bảng 5.9- trang 85)
i=

i=

z1n1
≤ [ i]
15 x

21.218
= 2,24 < 20 = [ i ]
15.136

Vậy sự va đập của các mắt xích vào các răng trên xích đảm bảo, khơng gây ra
gẫy các răng và đứt má xích.
2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền
s=

Q
≥ [ s]

k d Ft + F0 + Fv

Trong đó
- Q = 127,0 kN: tải trọng phá hỏng (Tra bảng 5.2- trang78,[1])
- q = 5,5 kg: khối lượng 1 mét xích(Tra bảng 5.2- trang78,[1])
- kf = 2: bộ truyền nghiêng hợp với phương ngang trên 40o

-

-

kd = 1

Ft

hệ số tải trọng động

lực vòng trên đĩa xích:
Ft =

-

Fv

1000.P
1000.P
6.10 7.9,26
=
=
= 3182,13

v
z. p.n.6.10 −4 21.38,1.218

N

lực căng do lực ly tâm sinh ra:
2

2

 z .n . p 
 21.218.38,1 
Fv = q.v = q. 1 1  = 5,5.
 = 46,57
 60000 
 60000 
2

-

F0

N

lực căng do nhánh xích bị động gây ra:
F0 = 9,81.k f .q.a = 9,81.2.5,5.1,538 = 165,97

s=

N

127000
= 37,4 > [ s ] = 10,2
1.3182,13 + 165,97 + 46,57

Vậy:
Kết luận: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC CỦA ĐĨA XÍCH

11

11


σ H = 0,47
Fvd

-

k r ( Ft K d + Fvd ) E
≤ [σ H ]
Ak d

lực va đập trêm m dãy xích (m=1)
Fvd = 13.10−7.n1. p 3 .m = 13.10 −7.218.. 38,13.1 = 15,67

kd = 1

-

kd = 1

-

N

xích 1 dãy
làm việc êm

k r = 0,468

-

hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào
z (z1= 21 – trang bảng trang 87)
E = 2,1.10 5

MPa modun đàn hồi
- Ft= 3182,12 N
A = 395

mm2 diện tích hình chiếu bản lề (tra bảng 5.12 – trang 87 với
p= 38,1mm và m=1)

-

[σ H ] = 600

-

Mpa (tra bảng 5.11 – trang 87 với vật liệu là thép 45, tôi cải
thiện có độ rắn bề mặ HB= 210)

Thay số vào tính
σ H = 0,47

0,468( 3182,13.1 + 15,67 ) 2,1.10 5
= 419,24 < [σ H ] = 600
395.1

Như vậy đảm bảo thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
2.1.4 Xác định đường kính đĩa xích
Đường kính vịng chia d1 và d2:
p

d1=

π
sin( )
z1

38,1

sin(
=

π
)
21

= 255,6 => Lấy d1= 256 mm

12

12


38,1

p

sin(
d2=

π
)
z2

π
sin( )
84

=

= 1018,95 mm => Lấy d2= 1018 mm

Trong đó:
- P = 38,1 bước xích
- z1, z2 răng đĩa xích
Đường kính vịng chia đỉnh da1 và da2:

p[0,5 + cot g (

da1=
p[0,5 + cot g (

da2=

π
)]
z1

π
)]
z2

38.1[0,5 + cot g (

=
38.1[0,5 + cot g (

=

π
)]
21

π
)]
84

=271,8 mm => Lấy da1 = 272 mm

=1037,29 mm => Lấy da2 =1038 mm

Đường kính vịng chân df1 và df2 :
df1 = d1 – 2r (Với r= 0,5025.d1’ +0,05 )
Tra bảng 5.2 – trang 78 có d1’= 22,23
Thay số: r = 11,22 mm
Vậy :
df1 = d1 – 2r= 256 – 2.11,22= 233,56 mm => Lấy df1 = 234 mm
df2 = d2 – 2r = 1018 – 2.11,22 = 995,56 mm => Lấy df2 =996 mm
2.1.5 Lực tác dụng
Fr= kx.Ft
Trong đó:
- Kx=1,05 bộ truyền nằm nghiêng một góc trên 40o so với phương ngang
(trang 89).
- Ft= 3182,13 N
Thay số Fr = 1,05.3182,13 =3341,24 N

Bảng 2.1 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Các đại lượng
Thơng số

13

Đơn vị
13


Loại xích

Bước xích
Số mắt xích
Khoảng cách trục
Số răng trên đĩa xích nhỏ
Số răng trên đĩa xích lớn
Đường kính vịng chia trên đĩa xích nhỏ
Đường kính vịng chia trên đĩa xích lớn
Đường kính vịng chia đỉnh trên đĩa xích nhỏ
Đường kính vịng chia đỉnh trên đĩa xích lớn
Đường kính chân răng xích nhỏ
Đường kính chân răng xích lớn
Bán kính đáy
Lực tác dụng lên trục

Xích ống con lăn
p= 38,1
x= 136
a=1538
z1= 21
z2=84
d1= 256
d2=1018
da1= 272
da2= 1038
df1=234
df2=996
r = 11,22
Ft= 3341,24

mm

mmm
mm
răng
răng
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
N

2.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng
2.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép
Tra bảng 6 trang 92 chọn:
- Bánh răng nhỏ:
+ Thép 45 tơi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
+ Chọn độ cứng HB = 250
+ Giới hạn bền

σ b1

= 850 (MPa)

σ ch1

+ Giới hạn chảy
= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :

+ Thép 45 tơi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
+ Chọn độ cứng HB = 240
+ Giới hạn bền

σ b2

+ Giới hạn chảy

= 750 (MPa)

σ ch 2

= 450 (MPa).

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép
- Theo bảng 6-2 với thép 45 tơi cải thiện thì:

σ 0H lim = 2HB + 70
1

;

SH = 1,1

- Chọn độ rắn bánh nhỏ HB =250

;

;

σ 0F lim = 1,8HB

;

SF = 1,75
2

độ rắn bánh lớn HB =240

14

14


σ 0H lim1 = 2 HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570( Mpa )

σ 0F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450( Mpa )

σ 0H lim2 = 2 HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550( Mpa )
σ 0F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.240 = 432( Mpa )

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
Theo 6-5
Ho1

N

H0 =

,4

30H 2HB

= 30.2502, 4 = 17,0678.106

thay số
Ho 2

= 30.2402, 4 = 15,47.106

N
; N
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
N

Fo

= 4.106

với tất cả các loại thép
Σ

- Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh : NHE = NFE = 60.C.n. t
Trong đó : + c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay (c=1)
+ n là số vòng quay trong một phút
Σ

+t là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét
Thay số: NHE2 = 60.1.218.11000 = 130,8.106 >NHO2
 Lấy KHL2 = 1
Tương tự: NHE1=NFE1 = 60.1458.11000 = 962,28.106

+ NHE1 > NHO1 => lấy KFL = 1
+ NFE1 > NFO1
[ σ H ] = σ 0H lim . K HL
SH
Áp dụng công thức 6-1a tập 1 :
- Sơ bộ xác định chọn : Zr.ZV.Kxh =1

[ σ H ]1 = 570. 1

= 518,18( Mpa )

[ σ H ] 2 = 550. 1

= 500( Mpa )

1,1

1,1

15

15


[ σ F ] = σ 0F lim. K FC.K FL
SF

Theo 6-2a
Sơ bộ xác định được:

1
= 257,14( Mpa )
1.75
1
= 432,1.1.
= 246,86( Mpa )
1,75

[ σ F ]1 = 450.1.
[σ F ]2

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[ σ H 1 ] max = 2,8.σch1,3 = 2,8.580 = 1624( Mpa )
[ σ H 2 ] max = 2,8.σch 2,4 = 2,8.450 = 1260( Mpa )
[ σ F1 ] max = 0,8.σch1,3 = 0,8.580 = 464( Mpa )
[ σ F 2 ] max = 0,8.σch 2, 4 = 0,8.450 = 360( Mpa )

[ σ H ] sb = 550. 1

1,1

Với bộ truyền răng trụ thẳng:

= 500( Mpa )

2.2.3. Tính tốn bộ truyền bánh răng
2.2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
w = k a ( u1 + 1) .3

a

T1.K Hβ

[ σ H ] 2 .u1.ψba

Trong đó
a

- K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng
a = 49.5( Mpa )

1

3

- Tra bảng 6.5 - trang 96 tập 1 được k
- T1: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1 = 63142,66 Nmm
ψ ba = 0,4
- Theo bảng 6.6 chọn
→ ψ bd = 0,53.ψ ba .( u + 1) = 0,53.0,4.( 6,6825 + 1) = 1,6

- Theo bảng 6.7 sơ đồ 6
Thay số:

⇒ K Hβ

=1,11

16

16


= 49.5.( 6,6825 + 1).3

aw
=> Lấy aw =179,5 mm

63142,66.1,11
= 179,34( mm)
5002.6,6825.0,4

2.2.3.2 Xác định thông số ăn khớp (thông số cơ bản)
Theo 6.17 m

= ( 0,01 → 0,02 ) aw = ( 0,01 → 0,02).179,5

⇒ m = 1,795 → 3,59

theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 2
- Số răng bánh nhỏ:
z1

2.a w1 .
m.( u1 + 1)

=
=
- Số răng bánh lớn:

z2

2.179,5
2.( 6,6825 + 1)

=23,36 => lấy z1=23 răng

z1

=u. =6,6825.23=153,6975 => lấy z2 =154 răng
Tính lại khoảng cánh trục :
aw =

( z1 + z2).m
2

( 23 + 154).2
2

=

t

=

Tỷ số truyền thực u
Sai lệch tỷ số truyền:

=177 mm => Chọn aw =180

z 2 154
=
= 6,69
z1
23

u1 − ut
6,69 − 6,6825
.100% =
.100% = 0,2% < 4%
u1
6,6825

∆u=
⇒ Thoả mãn điều kiện tỷ số truyền.
Hệ số dịch chỉnh : aw khác a*w
- Hệ số dịch tâm: y =

aw z1 + z 2
−
m
m
1000 y
z1 + z 2

=

180 23 + 154
−
2

2

= 1,5

1000.1,5
23 + 154

- Hệ số dịch tâm: ky =
=
= 8,475
Tra bảng 6.10a – trang 101: ky = 8,475 => kx = 0.5065
Hệ số giảm đỉnh răng:

17

17


kx( z1 + z 2)
1000

0.5065(23 + 154)
1000

∆y =
=
= 0.08965
Tổng hệ số dịch chỉnh: xt = y + ∆y = 1,5 + 0,08965 = 1,58965
Hệ số dịch chỉnh của bánh chủ động:
( z 2 − z1). y

z1 + z 2

1
(
2

(154 − 23).1,5
23 + 154

1
(
2

x1 = xt ) = 1,58965 ) = 0,2397
Hệ số dịch chỉnh của bánh bị động:
x2 = xt – x1= 1,58965-0,2397 = 1,34995
Góc ăn khớp: cosαtw =

( z1 + z 2).m. cos 20
2.180

=

(23 + 154).2. cos 20
2.180

= 0,924

 αtw= 22,477o
2.2.4 Xác định ứng suất cho phép

Tỷ số truyền thực: ut = 6,69
Đường kính vịng lăn:
2.aw
ut + 1

2.180
6,69 + 1

- dw1=
=
=46,77 mm => Lấy dw1=47 mm
- dw2=2.aw - dw1 =2.180 – 47= 313 mm
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=

π.d w1 .n1
60000

=

π.47.1458
60000

= 3,57 m/s

Ứng suất cho phép:

[σ H ] = [σ H ]

sb

[σ F ] = [σ H ]

sb

.ZV .Z R .K XH
.YR .YS .YxF

= 500.1.0,95.1=475 Mpa

= 246,86.1.1,032.1=254,76 Mpa

Trong đó
- ZV =1 hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng với v <5 m/s
- ZR= 0,95 hệ số xét đến độ nhám của răng khi làm việc (tra bảng trang
μm

91 và 92) chọn: Ra= 2,5…1,25
- KxH=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
- YR=1 hệ số ảnh hưởng của của độ nhám mặt lượn chân răng
- YS= 1,08 – 0,0695ln(m)= 1,08 – 0,0695ln(2)=1,032

18

18


- KxF=1 hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền
uốn.
Thay số:

[σH ]
[σ F ]

=500.1.0,95.1= 475 MPa
=246,86.1.1,032.1= 254,76 Mpa

2.2.5. Kiểm nghiêm độ bền tiếp xúc của răng
Theo 6.33 tập 1

σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1.K H .( um1 + 1)
bw .u m1.d w21

Trong đó :
M

- Z =
- Z

H

274( Mpa )

1

3

là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6.5

là hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc
H

=

Z
⇒ ZH =

2
sin 2α tw
2.
= 1,68
sin 2.22,477

ε

Do đó Z là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo cơng thức
(6.36).
ε=

- Z
Với

4 − εa
3


1
1 

ε α = 1,88 − 3,2. +  = 1,72
 Z1 Z 2 


=>


1 
 1
ε α = 1,88 − 3,2. +
 = 1,72
 23 154 


19

19


⇒ Zε =

4 − 1,72
= 0,87
3

H

- K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K
Trong đó

H=

K Hβ .K Hα .K Hv

Hβ

+ K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng
Tra bảng 6.7 tập 1

→ K Hβ = 1,11

Hα

+ K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng
ăn khớp
+ Theo bảng (6.13) .Chọn cấp chính xác chính xác 8, K
+K

HV

Hα

=1

là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

HV = 1+

+K

ν H .bw .dw3
2.T2 .K Hβ .K Hα

Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1

ν H = δ H .g0.v.
với

aw
um

→ δ H = 0,006; g 0 = 56

180
= 6,23
4669
bw = ψ ba .aw = 0,4.180 = 72( mm)
ν H = 0,006.56.3,57.

→ K HV = 1 +

6,23.72.47
= 1,152
2.63142,66.1,11 .1

Thay vào
σ H = 274.1,76.0,87.

2.63142,66.1,28.( 6,69 + 1)

= 453,47( Mpa )
72.6,69.472

Xác định chính xác ứng suất cho phép :
Theo 6-1

[ σ H ] = [ σ H ].ZV .Z R .K XH

20

= 500.1.0,95.1 = 475 Mpa
20


Vì

σH

≤

[σH ]

=> Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc

Kiểm tra:

σ − [σ]
σ
H

H

H

453,47 − 475
453,7

=
= 0.35 < 4%
Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.
2.2.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng

σ F1 =

2.T1.K F .Yε .Yβ .YF 1
bw .d w1.m

Trong đó:
- T1 Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 63142,66 (N.mm)
- m=2 mm Mô đun
w

w

= 72( mm)

- b Chiều rộng vành răng b
- dw1 Đường kính vịng lăn bánh chủ động dw1= 47 mm
ε

- Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
1
1
ε=
ε α = 1,72 ⇒ Yε =
= 0,58
εα
εα
1,72
- Y
với
hệ số trùng khớp ngang
- Y

β

Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do

F 1 , YF 2

- Y
- Ta có

Hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2
Zv1=Z1 = 23 ,Zv2=Z2=154

- Tra bảng 6-18 được

YF 1 = 4, YF 2 = 3,6

F

- K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K
Trong đó:

β = 0 → Yβ = 1

F=

K Fβ .K Fα .K FV

ψ bd
+ KFβ = 1,26. Tra bảng 6-7 với
=1,6
+ KFα = 1,27 tra bảng 6.14

+ KFV = 1 +

ν F .bw .d w1
2T1 .K Fβ .K Fα

21

ν F = δ F .g 0 .V

với

aw
ut

21


Trong đó:

δ F = 0,016 ν = 3,57
;

⇒ ν F = 0,016.56.3,57

; g0 = 56

180
= 16,6
6,6825

16,6.72.47
= 1,28
2.63142,66.1,26.1,27

→KFV=1+
KF=1,28.1,26.1.27=2,05
Thay số:

σ F1 =

2.63142,66.2,05.0,58.1.4
= 177,49( Mpa )
72.47

σF2 =

2.63142,66.2,05.0,58.1.3.6
= 159,74( Mpa )
72.47

Vậy

σ F1

≤[

σ F2

σF2

]= 246,86 Mpa

σF2

≤ [ ]= 246,86 Mpa
Như vậy độ bền uốn thoả mãn
Chú ý: nếu khơng thỏa mãn thì chọn lại m và tính lại.
2.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải
Kqt=

Tmax
= 1,4
T

σ H max = σ H K qt = 457,71 1,3 = 522 ( Mpa ) < [ σ H ] max

σ F 1 max = σ F 1.K qt = 83,89.1,3 = 109,1 < [ σ F 1 ] max = 464(mpa)
σ F 2 max = σ F 2 .K qt = 71,9.1,3 = 93,47 < [ σ F 2 ] max = 360(mpa)
2.2.8 Các thông số khác

m.z
- d1=

1

cos 0

=

2.23
1

=46 mm

22

22


m.z

2

cos 0

2.154
1

- d2=
=
= 308 mm
- Đường kính đỉnh răng
+ da1=d1 + 2(1+x1)m= 46+2(1+0.24+0,08965).2=51,32 mm
=> lấy da1= 52 mm
+ da2=d2 + 2(1+x2+ ∆y )m= 308+2(1+1,35+0,08965).2=317,76 mm
=> lấy da2=318 mm
- Đường kính đáy răng:
+ df1= d1-(2,5-2x1).m = 46-(2,5-2.0,24).2= 41,96 mm => lấy df1= 42 mm
+ df2= d2-(2,5- 2x2).m = 308-(2,5-2.1,35).2= 308,4 mm => lấy df2= 308 mm
- Đường kính vịng lăn:
2.aw
ut + 1

2.180
6,69 + 1

- dw1=
=
=46,77 mm => Lấy dw1=47 mm
- dw2=2.aw - dw1 =2.180 – 47= 313 mm

2.T1
d w1

2.63142,66
47

- Lực vòng: Ft1 =
=
=2686,92 N
- Lực hướng tâm : Fr1 = Fr1 = Ft1.tan αw = 2686,92.tan(22,477o)
Bảng 2.2. Các thông số của bộ truyền bánh răng trụ thẳng
Thông số
Ký hiệu
Đơn vị
Khoảng cách trục
aw = 180
mm
Số răng bánh nhỏ
z1 = 23
Răng
Số răng bánh lớn
z2 =154
Răng
Mơdun
m=2
Hệ số dịch chỉnh
x1 =0,24; x2 =1,35
Góc ăn khớp
α = 22,477o
Đường kính vịng lăn bánh nhỏ
dw1 = 47
mm
Đường kính vịng lăn bánh lớn

dw2 = 313
mm
Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ
da1 = 52
mm
Đường kính đỉnh răng bánh lớn
da2 = 318
mm
Đường kính đáy răng bánh nhỏ
df1 = 42
mm
Đường kính đáy răng bánh lớn
df2 = 308
mm
Lực hướng tâm
Fr =1111,695
N
Lực vòng
Ft = 2686,92
N

23

23


CHƯƠNG 3. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI
3.1 Tính toán thiết kế trục
3.1.1 Chọn vật liệu làm trục
Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển

động quay giữa các bánh răng ăn khớp. Đồng thời, trục cịn tiếp nhận đồng thời
cả mơmem uốn và mô men xoắn.
Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngồi thiết kế đạt độ chính xác hình
học cao. Trục còn phải đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao
động.
 Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên, yêu cầu người thiết kế chọn
vật liệu chế tạo hợp lý, giá thành rẻ, dễ gia cơng. Từ đó ta chọn vật liệu
chế tạo các trục là thép 45, thường hóa có : σb = 600 Mpa , [τ] = 15 - 30
(Mpa)
3.1.2 Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối trục.

Tk
0,2.[τ ]

3

dk=
Trong đó: dk: Đường kính trục thứ k.
[τ]- Mômen xoắn cho phép chọn [τ] = 15 Mpa
Tk- Mômen xoắn trên trục thứ k.
+ TI= 63142,66 [N.mm]
+ TII= 405655,96 [N.mm]
3

- dsb1 =
3

TI
0,2.[τ ]

3

=

TII
0,2.[τ ]

3

6314,66
0,2.15

= 27,61 mm

405655,96
0,2.25

- dsb2 =
=
= 43,29 mm
Vậy ta chọn : dsb1= 30 mm
chọn : dsb2= 45 mm
Tra bảng 10.2/1/ ta được chiều rộng các ổ: bo1= 19 mm, bo2= 25 mm
3.1.2.1 Xác định chiều rộng các may ơ.
Trục I

24

24

+ Chiều rộng may ơ bánh răng:
lm1= (1,2..1,5).dsb1 = (1,2..1,5).30 = (36…45) mm
Chọn lm1 =42 mm
+ Chiều rộng may ơ khớp nối:
lmc1= (1,4..2,5).dsb1 = (1,4..2,5).30= (42…75) mm
Chọn lmc1 = 65 mm
Trục II
+ Chiều dài may ơ lắp ở xích:
lmc2= (1,2..1,5).dsb2 = (1,2..1,5).45 =(54…67,2) mm
Chọn lmc2= 60 mm
+ Chiều dài may ơ bánh răng:
lm2= (1,2..1,5).dsb2= (1,2...1,5).45 =(54…67,2) mm
Chọn lm 23 = 65 mm
3.1.2.2 Xác định chiều dài giữa các ổ trục
Ta có
+ k1- khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của
hộp ,hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay .Tra bảng 10.3/1/ chọn
k1 = 10 mm
+k2 - khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp . Tra
bảng 10.3/1/ được k2 =10 mm
+ k3 - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến lắp ổ, .Tra bảng
10.3/1/ được k3 = 15 mm
+ h - Chiều cao lắp ổ và đầu bulông, tra bảng 10.3/1/ lấy hn = 20 mm
3.1.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực
Xác định chiều dài giữa các ổ: Vì trục II lớn hơn trụ I vì vậy khoảng cách giữa
các gối đỡ tính theo trục II.
- Trục II
22

= 0,5.( l m 2 + b02 ) + k1 + k 2

+l
=0,5.(65+25)+10+10=65 mm
(trong đó bo2 là chiều rộng ổ bo2=25 mm)
+ l21 = l11= 2.l22 = 130 mm
+ l2c = 0,5(bo2 + lmc2) + hn +k3 = 50,5.(25+60) + 20+15 = 77,5 mm
 Lấy l2c = 78 mm

25

25