PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
MỤC LỤC
Phần I: Phân tích nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động băng tải.
Phần II: Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động.
 2.1 – chọn động cơ điện.
• 2.1.1 – Chọn loại động cơ.
• 2.1.2 – Chọn công suất của động cơ.
• 2.1.3 – Chọn vòng quay đồng bộ của động cơ.
• 2.1.4 – Chọn động cơ thỏa mãn theo yêu cầu.
 2.2 – Phân phối tỷ số truyền.
 2.3 – Mô phỏng sơ đồ tổng quát ( khái quát), xác định các thông số trên trục.
Phần III: Tính toán thiết kế và chọn các chi tiết trong hệ dẫn đông.
 3.1 – Xác định các thông số và thiết kế các chi tiết dạng trục:
• 3.1.1 – xác định tốc độ quay của các trục.
• 3.1.2 – xác định công suất danh nghĩa.
• 3.1.3 – xách định momen xoắn trên các trục.
• 3.1.4 – chọn vật liệu.
• 3.1.5 – tính toán kiểm nghiệm bền các trục.
 3.2 – Xác đinh các thông số và thiết kế bộ truyền xích.
• 3.1.1 – Chọn loại xich và các thông số trong bộ truyền.
• 3.1.2 – Kiểm nghiệm bộ truyền.
 3.3 – Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng:
• 3.3.1 – bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
• 3.3.2 – bộ truyền bánh răng cấp chậm.
 3.4 – Tính toán và chọn khớp nối.
 3.5 – Tính toán và chọn then.
 3.6 – Tính toán và chọn ổ lăn.
 3.7 – Tính toán và thiết kể vỏ hộp giảm tốc.
• 3.7.1 – Xác định các thông số cơ bản của hộp giảm tốc đúc.
• 3.7.2 – Xác đinh các thông số của những chi tiết đi kèm.
CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

Độc lập – Tự do – Hạnh phúc
1
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY.
Trường:
Lớp: D3_Cơ điện tử.
Sinh viên thiết kế:
Giảng viên hướng dẫn:.
Nội dung thiết kế: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI.
Tài liệu tham khảo:
• [1]: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I,
Tác giả: Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ;Nxb: Giáo Dục.
• [2]: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập II,
Tác giả: Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ;Nxb: Giáo Dục.
• [3]: Thiết kế chi tiết máy trên máy tính,
Nhà xuất bản Giao Thông Vận Tải.
Số liệu:
Lực vòng trên băng tải (F
t
) 5000N
Vận tốc băng tải (v) 1.1m/s
Đường kính tang (d) 400mm
Thời gian phục vụ (a) 10 năm
Quay 1 chiều, làm việc 2 ca Tải trọng va đập nhẹ
(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)
Sơ đồ:
Sơ đồ tải trọng:
2
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Ghi chú:

1 – Trục I.
2 – Trục II.
3 – Trục III.
4 – Trục IV.
5 – Trục động cơ.
6 – Hộp giảm tốc.
7 – Bộ truyền xích.
8 – Khớp nối.
9 – Bộ truyền bánh răng cấp nhanh.
10 – Bộ truyền bánh răng cấp chậm.
11 – Băng tải.
3
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Phần I: Phân tích nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động băng tải :
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là một nội dung rất quan trọng không
thể thiếu đối với chương trình đào tạo kỹ sư chuyên ngành cơ điện tử, nhằm cung
cấp cho sinh viên các kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi
thiết kế máy.
Đồ án chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập các
môn học: chi tiết máy, nguyên lý máy, sức bền vật liệu, vật liệu học, dung sai và
phần mềm công nghiệp…
Phần II: Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn
động.
2.1 – chọn động cơ điện
2.1.1 – chọn loại động cơ điện
Trước tiên ta chọn loại động cơ điện để dẫn động cho máy móc hoặc các thiết
bị, cụ thể ở đây là dùng cho hệ dẫn động băng tải.
Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: động cơ điện một chiều,
động cơ điện xoay chiều. Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng, tùy thuộc
vào các yếu tố khác nhau.

Với nội dung thiết kế trong đồ án này động cơ dùng cho dẫn động băng tải
thông thường ta chọn động cơ bap ha không đồng bộ roto lồng xóc.
Vì nó có các ưu điểm như: kết cấu đơn giản, dễ sửa chữa bảo quản, làm việc
ổn định.
Tuy nhiên loại này cũng có nhược điểm là: hiệu suất thấp, hệ số cos
ϕ
thấp so
với động cơ đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc.
2.1.2 – chọn công suất động cơ
Từ công thức (2.8), (2.10) và (2.11): [1.24] ta có:
.
1000
ct
F v
P =
4
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
5000( )
1,1( / )
t
F N
v m s
=
=
Trong đó theo công thức (2.9):[1.19] ta được
. . .
n m
br ol x kn
η η η η η
=

ol
η
=0.99( hiệu suất một cặp một ổ lăn được che kín)
0.99
k
η
=
( hiệu suất nối trục di động)
0.97
br
η
=
( hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc)
0.92
x
η
=
( hiệu suất bộ truyền xích để hở)
Suy ra:
4 2
5000.1,1
6,681( )
1000.[0,99.0,99 .0,97 .0,92]
ct
P kW
= =
Hệ số chuyển đổi là:
2 2 2
1 1 2 2
. . .

i i
ck ck ck
T t T t T t
T t T t T t
β
     
= = +
 ÷  ÷  ÷
     
∑
Với:
• t
ck
=8h
• t
1
=0,6 t
ck
• t
2
=0,4 t
ck
• T
1
=T
• T
2
=0,8T
Suy ra:
2 2

1 .0,6 0,8 .0,4 0,925
β
= + =
Công suất yêu cầu là:
5
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
. 6,681.0,925 6,181( )
yc ct
P P kw
β
= = =
2.1.3 – xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
Chọn tỷ số truyền sơ bộ U
sb
cho bộ truyền theo công thức:
. .
sb ntsb hsb txsb
U U U U
=
Tra bảng 2.4 sách 1.24]
Với:
•
ntsb
U
: là tỷ số truyền sơ bộ của nối trục đàn hồi,
ntsb
U
=1
•
hsb

U
: tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc, đối với hộp giảm tốc bánh răng
trụ hai cấp phân đôi,
hsb
U
=8
÷
40, chọn
hsb
U
=9
•
txsb
U
: là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích,
txsb
U
=2
÷
5, chọn
txsb
U
=3
Ta có:
sb
U
= 1.9.3 = 27
Tốc độ quay trên trục công tác là:
3 3
60.10 . 60.10 .1,1

52,22( òng / út)
.410
ct
v
n v ph
D
π π
= = =
Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ là:
52,22.27 1418,07( òng / út)
dc
n v ph
= =
2.1.4 – chọn động cơ thỏa mãn yêu cầu
• P
dc
≥
P
yc
= 6.181(kW)
• Tra bảng P1.3 sách [1.237] ta chọn động cơ kiểu 4A132S4Y3
Bảng thông số:
Kiểu động
cơ
Công
suất
(kW)
Vận tốc vòng
quay ( v/p)
cos

ϕ
η
(%)
axm
dn
T
T
k
dn
T
T
6
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
4A132S4Y3 7,5 1455 0,86 87,5 2,2 2,2
2.2 – phân phối tỷ số truyền
Tỷ số truyền chung:
1455
27,7
52,22
dc
c
ct
n
U
n
= = =
Chọn :
3
tx
U =

( tỷ số truyền của bộ truyền xích),
27,7
9,23
3
h
U = =
Mặt khác:
h
U
=
1 2
.U U
Trong đó:
•
1
U
: tỷ số truyền cấp nhanh
•
2
U
: tỷ số truyền cấp chậm
Theo bảng 3.1 sách [1.43] thì :
1
U
=3.08,
2
U
≈
2.996
≈

3
Tính lại giá trị
tx
U
theo
1
U
và
2
U
trong hộp giảm tốc:
1 2
27,7
3
. 3,08.2,99
c
tx
U
U
U U
= = =
\
2.3 – xác đinh công suất, momen, số vòng quay trên các trục
2.3.1 - công suất
. 1100.1,1
1,21( )
1000 1000
lv
F v
P kW= = =

3
34
5,5
6,039( )
. 0,93.0,97
lv lv
x ol
P P
P kW
η η η
= = = =
3 3
2
23
6,039
6,288( )
0,97.0,99
ol br
P P
P kW
η η η
= = = =
7
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
2 2
1
12
6,288
6,548( )
0,97.0,99

ol br
P P
P kW
η η η
= = = =
1
6,548
6,681( )
0,99.1
dc
ol kn
P
P kW
η η
= = =
3.3.2 – số vòng quay
1
1455( òng / út)
dc
n n v ph
= =
1
2
1
1455
475,4( òng / út)
3,08
n
n v ph
U

= = =
2
3
2
472,4
157,99( òng / út)
2,99
n
n v ph
U
= = =
3
157,99
52,66( òng / út)
3
lv
x
n
n v ph
U
= = =
2.3.3 – momen xoắn trên các trục
6 6
6,681
9,55.10 . 9,55.10 . 43852,65( . )
1455
dc
dc
dc
P

T N mm
n
= = =
6 6
1
1
1
6,548
9,55.10 . 9,55.10 . 42978,28( . )
1455
P
T N mm
n
= = =
6 6
2
2
2
6,288
9,55.10 . 9,55.10 . 127117,69( . )
472,4
P
T N mm
n
= = =
6 6
3
3
3
6,039

9,55.10 . 9,55.10 . 365038,61( . )
157,99
P
T N mm
n
= = =
6 6
5,5
9,55.10 . 9,55.10 . 997436,38( . )
52,66
lv
lv
lv
P
T N mm
n
= = =
Lập bảng kết quả tính toán:
8
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Tốc độ
quay
Tỷ số truyền Công suất(kW) Momen xoắn
(N.mm)
Trục đông cơ 1455 1 6,681 43852,65
Trục I 1455 3,08
≈
3 6,548 42978,28
Trục II 472,4 2,996
≈

3 6,288 127117,69
Trục III 157,99 3 6,039 365038,61
Trục IV 42,66 5,5 997436,38
2.4 –sơ đồ minh họa
PHẦN III – TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ CHỌN CÁC CHI TIẾT TRONG HỆ
DẪN ĐỘNG
3.1 – thiết kế bộ truyền xích
3.1.1 – chọn loại xích
Có ba loại xích là: xích ống, xích con lăn và xích răng. Trong ba loại xích trên ta
chọn xích con lăn để thiết kế vì chúng có nhiều ưu điểm và phù hợp với bộ truyền
tải trọng không lớn và vận tốc thấp.
3.1.2 – xác định thông số của xích và bộ truyền xích
Theo bảng 5.4 sách [1.80]
Với U=3 chọn răng đĩa xích nhỏ
1
23z
=
Hay theo công thức thực nghiệm:
1
29 2 29 2.3 23
tx
z U
= − = − =
(răng)
Ta có số răng đĩa xích lớn là:
2 1 ax
. 23.3 69 120
tx m
z U z z
= = = ≤ =

(răng) <thỏa mãn>
 Công suất tính toán:
. . . [P]
t z n
P P k k k
= ≤
Trong đó:
 P: công suất cần truyền trên trục (kW).
P = P
III
=6.039(kW)
 K
z
: hệ số răng,
01
1
25
1,0869
23
z
z
k
z
= = =

K
n
: hệ số vòng quay
9
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

01
1
200
1,2659
157,99
n
n
k
n
= = =
n
01
: tra theo bảng 5.5 sách [1-81]
 K: hệ số sử dụng,
0
. . . . .
a dc bt d c
k k k k k k k
=
Các hệ số k thành phần tra từ bảng 5.6 sách [1.82] với
• k
0
: hệ số vị trí ; k
0
= 1, góc nối tâm hai đĩa xích hợp với phương nằm ngang
góc
0
60
≤
• k

a
: hệ số khoảng cách trục và chiều dài đĩa xích ; k
a
=1 với khoảng cách trục
( )
30 50a p= ÷
.
• k
dc
: hệ số điều chỉnh lực căng xích, k
dc
= 1,25, không điều chỉnh được.
• k
bt
: hệ số bôi trơn ; chọn k
bt
= 1,3 môi trường có bụi nhưng vẫn đảm bảo điều
kiện bôi trơn.
• k
d
: hệ số tải trọng động, k
d
=1,3 tải trọng va đập nhẹ.
•
c
k
: hệ số chế độ làm việc của bộ truyền,
c
k
=1,25 vì bộ truyền làm việc hai

ca.
• Thay vào ta tính được:
k= 1,1.1,25.1,3.1,3.1,25=2,64
vậy:
P
t
= 6,039.2,64.1,0869.1,2659 = 21,94 (kW)
Theo bảng 5.5 sách [1.81] với
01
n
=200(vòng/phút), chọn bộ truyền xích một dãy
có bước xích p=38,1(mm), thỏa mãn điều kiện bền mỏi P
t
<P=34,8(kW)
Khoảng cách trục:
a= 40p=40.38,1=1524(mm)
áp dụng công thức:
( )
2
2 1
1 2
2
.
2
2 4 .
z z p
a z z
x
p a
π

−
+
= + +
10
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Ta có:
( )
2
2
69 23 .38,1
3.1524 23 69
127,34
38,1 2 4 .1524
x
π
−
+
= + + =
Lấy số mắt xích là: x
c
=128
Tính lại khoảng cách trục theo số mắt xích đã chọn x
c
( ) ( )
2
2
2 1
1 2 1 2
0,25 0,5 0,5 2
c c

z z
a p x z z x z z
π
∗
 
−
 
 
= − + + − + − 
 
 
 
 
 
 
( ) ( )
2
2
69 23
0,2538,1 128 0,5 23 69 128 0,5 23 69 2 1536a
π
∗
 
−
 
 
= − + + − + − = 
 
 
 

 
 
 
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:
0,004 0,004.1536 6( )a a mm∆ = = =
Do đó: a=1530(mm)
Số lần va đập của xích:
1 1
. 25.157,99
1,89 [ ] 20
15 15.128
c
z n
i i
x
= = = < =
Theo bảng 5.9 sách [1.85]
3.1.3 – tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền
0
[ ]
.
d t v
Q
S s
k F F F
= ≥
+ +
11
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Trong đó:

• Q: tải trọng phá hỏng, theo bảng 5.2 [1.78], Q=127000N
• Q : khối lượng một mét xích, q=5,5kg
• K
d
: hệ số tải trọng động,k
d
=1,2 (bộ truyền làm việc trung bình)
• F
t
: lực vòng
.1000
t
P
F
v
=
1 1
3 3
. . 23.38,1.157,99
2,31( / )
60.10 60.10
z t n
v m s= = =
6,039.1000
847,74( )
2,31
t
F N
= =
• F

v
: lực căng do lực ly tâm sinh ra:
2 2
. 5,5.2,31 29,28( )
v
F q v N= = =
• F
0
: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
0
9,81. . .
f
F k q a
=
K
f
: hệ số phụ thuộc độ vòng f của xích và vị trí bộ truyền, k
f
=4 (bộ truyền nghiêng
góc< 40
0
)
0
9,81.4.5,5.1,53 330,2( )F N
=
Suy ra:
127000
36,28
1,2.2.617,18 330,2 29,28
S

= =
+ +
Tra bảng 5.10[1.86] với n=200 (vòng/phút): [s]=8,5
Vậy s>[s]: bộ truyền đảm bảo đủ bền.
3.1.4 – đường kính đĩa xích
Theo công thức tính đường kính vòng chia của đĩa xích:
12
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1
1
sin
p
d
z
π
=
 
 ÷
 
và
2
2
sin
p
d
z
π
=
 
 ÷

 
Thay số ta được:
1
38,1
280( )
sin
23
d mm
π
= =
2
38,1
837( )
sin
69
d mm
π
= =
Đường kính vòng đỉnh:
1
1
. 0,5 cot 38,1. 0,5 cot 296,25( )
23
a
d p g g mm
z
π π
 
 
 

 
= + = + =
 ÷
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
 
 
2
2
. 0,5 cot 38,1. 0,5 cot 855,28( )
69
a
d p g g mm
z
π π
 
 
 
 
= + = + =
 ÷
 ÷
 ÷
 ÷
 
 
 

 
Đường kính vòng chân:
1
1
2
f
d d r
= −
Với
1
0,5025 0,05 0,5025.22,23 0,05 11,222( )r d mm
= + = + =
Suy ra:
1
1
2 280 2.11,22 257,56( )
f
d d r mm= − = − =
2 2
2 837 2.11,22 814,56( )
f
d d r mm= − = − =
3.1.5 – kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích theo công thức:
( )
d
. . .
0,47 [ ]
r t vd
H H
k F k F E

A
δ δ
+
= ≤
Trong đó:
13
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
• z
1
=23 nên k
r
=0,42, E=2,1.10
5
(MPa)
• A=395 mm
2
(tra bảng 5.12[1.87])
• K
đ
=1 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy ( xích một dãy)
• F
vd
: lực va đập trên một dãy xích
7 3 7 2
1
F 13.10 . . . 13.10 .157,99.38,1 .1 11,36( )
vd
n p m N
− −
= = =

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc
[ ]=600MPa
H
δ
, đảm bảo đột bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.
Với đĩa xích 2 tương tự như đĩa 1:
• Z
1
=69 nên k
r
=0,22, E=2,1.10
5
MPa
• A=295 (mm
2
), k
đ
=1
7 3 7 2
2
F 13.10 . . . 13.10 .52,66.38,1 .1 3,79( )
vd
n p m N
− −
= = =
Suy ra:
( )
2
5
0,22. 2617,181 3,79 .2,1.10

0,47. 395.1 260
H
MPa
δ
+
= =
2 2
[ ]
H H
δ δ
<
nên thỏa mãn.
3.1.6 – xác định lực tác dụng lên trục
.
r x t
F k F
=
Với: k
x
– hệ số kể dến trọng lượng xích ( bộ truyền nghiêng góc <40
0
nên k
x
=1,15),
thay số vào ta được:
1,15.267,18 3009,76( )
r
F N
= =
Bảng kết quả tính toán bộ truyền xích với số liệu đầu vào:

Công suất trên trục chủ động: P
1
=6,039(kW)
Số vòng quay trên trục chủ động: n
1
=158 ( vòng/phút)
Tỷ số truyền: U=3
Đặc tính làm việc: Làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ
Thông số Giá trị
Loại xích Xích con lăn
14
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Bước xích p(mm) 38,1
Số mắt xích 128
Khoảng cách trục 1530
Số răng đĩa xích (z) z
1
=23 z
2
=69
Đường kính đĩa xích d(mm) d
1
=280 d
2
=837
Lực tác dụng lên trục F
r
(N) 3009,76
3.2 – Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc
3.2.1 – tính bộ truyền cấp nhanh – bánh răng trụ răng nghiêng

3.2.1.1 – chọn vật liệu
theo bảng 6.1[1.92] ta chọn
 Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB211
÷
285, giới hạn chảy
1
580
ch
MPa
δ
=
, giới hạn bền
1
850
b
MPa
δ
=
, chọn HB
1
=250
 Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192
÷
240, giới hạn chảy
2
450
ch
MPa
δ
=

, giới hạn bền
2
750
b
MPa
δ
=
, chọn HB
2
=230
3.2.1.2 – xác định ứng suất cho phép
Theo bảng 6.2ơ1.94] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180
÷
350 được ứng
suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở là:
0
lim
2 70
H
HB
δ
= +
Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: S
H
=1.1
ứng suất uốn cho phép ứng với mỗi chu kì cơ sở là
0
lim
1,8
F

HB
δ
=
hệ số an toàn khi tính về uốn: S
F
=1,75
khi đó:
0
lim1 1
2 70 2.250 70 570( )
H
HB MPa
δ
= + = + =
0
lim2 2
2 70 2.230 70 530( )
H
HB MPa
δ
= + = + =
0
lim1 1
1,8 1,8.250 450( )
F
HB MPa
δ
= = =
0
lim2 2

1,8 1,8.230 414( )
F
HB MPa
δ
= = =
15
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Áp dụng công thức:
2,4 2,4
30 ( :
HO HB HB
N H H=
độ cứng biren)
2,4 7
1
30.250 1,7.10
HO
N = =
2,4 7
2
30.230 1,39.10
HO
N = =
Áp dụng công thức tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:
3 3
60. . . . 60. . .
i i i i
HE i i i
i ck
T n T t

N c n t c t
T U T t
   
= =
 ÷  ÷
   
∑ ∑ ∑
Với:
• C: số lần ăn khớp trong một vòng quay
•
i
T
,
.
i i
n t
: lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế
độ I của bánh răng đang xét
Suy ra:
3
1
1
1
3
9
1
60. . .
0,6 0,4
1455
60.1. .16.300.10. 1 . 0,8

3
1,12.10
i i
HE i
ck
ck ck
ck ck
HO
T t
n
N c t
U T t
t t
t t
N
 
=
 ÷
 
 
= +
 ÷
 
= >
∑ ∑
Do đó:
1
1
HL
k

=
Tương tự ta cũng có:
2 2HE HO
N N
>
, do đó:
2
1
HL
k
=
Như vậy theo công thức:
[ ]
0
lim
.
HL
H H
H
k
S
δ δ
=
Sơ bộ xác định được:
16
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[ ]
1
570.1
518( )

1,1
H
MPa
δ
= =
[ ]
2
530.1
481.8( )
1,1
H
MPa
δ
= =
[ ]
[ ] [ ]
[ ]
1 2
2
518 481,8
500( ) 1,25
2 2
H H
H H
MPa
δ δ
δ δ
+
+
= = = <

Áp dụng công thức:
6
1
1
60. . . . 60. . .
i i i
FE i i i
ck
T T t
n
N c n t c t
T U T t
   
= =
 ÷  ÷
   
∑ ∑ ∑
Thay số ta được:
6 6
8 6
0,6. 0,4
1455
60.1. .16.300.1. 1 . 0,8
3
9,85.10 4.10
ck ck
FE
ck ck
FO
t t

N
t t
N
 
= +
 ÷
 
= > =
Do đó:
1
1
FL
k
=
, tương tự:
2
1
FL
k
=
Theo công thức: (
1
FC
k
=
)
[ ]
0
lim
.

FL
F F FC
F
k
k
S
δ δ
=
[ ]
1
450.1,1
257,14( )
1,75
F
MPa
δ
= =
[ ]
2
414.1,1
234,57( )
1,75
F
MPa
δ
= =
ứng suất quá tải cho phép được xác định theo công thức 6.13 6.14[1.95,96]
[ ]
2
ax

2,8. 2,8.450 1260( )
H ch
m
MPa
δ δ
= = =
17
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
[ ]
1 1
ax
0,8. 2,8.580 464( )
F ch
m
MPa
δ δ
= = =
[ ]
2 2
ax
0,8. 2,8.450 360( )
F ch
m
MPa
δ δ
= = =
3.2.1.3 – xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Với tỷ số truyền
1
U

=3, số vòng quay
1
1455( / )n v p
=
Đối với bánh răng nghiêng trong hộp giảm tốc phân đôi có thể coi như là một cặp
bánh răng chữ V.
Khoảng cách trục sơ bộ:
( )
[ ]
1
3
w 1
2
1
.
. 1
. .
H
a
H ba
T k
a k U
U
β
δ ψ
= +
Với:
•
a
k

: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại răng,
a
k
=43(với bán
răng nghiêng).
•
1
T
: momen xoắn trên trục bánh răng chủ động,
1
T
=42978,28(N.mm)
•
ba
ψ
=
w w
/b a
, theo bảng 6.6[1.97], chọn
ba
ψ
=0,3, suy ra:
( )
1
0,53. 1 0,53.0,3.(3 1) 0,636
bd ba
U
ψ ψ
= + = + =
Tra ở sơ đồ 3 bảng 6.7[1.98] ta được:

H
k
β
=1,07,
[ ]
1
3, 500( )
H
U MPa
δ
= =
Thay số ta xác định được khoảng cách trục tính sơ bộ:
( )
3
w1
2
42978,28.1,07
43 3 1 . 101,32( )
500 .3.0,3
a mm
= + =
Lấy:
w1
110( )a mm
=
3.2.1.4 – xác định thông số ăn khớp
Chọn khoảng cách trục tính toán:
w1
110( )a mm
=

Modun theo kinh nghiệm:
18
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
( ) ( )
w1
0,01 0,02 0,01 0,02 .110 1,1 2,2m a= ÷ = ÷ = ÷
Chọn m=1,5
Tính số răng của bánh răng:
Đối với hộp giảm tốc sử dụng hai cặp bánh răng nghiêng để đảm bảo công suất
truyền của cặp bánh răng ta tiến hành chọn sơ bộ góc nghiêng răng
β
=35
0
Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ:
( ) ( )
0
w1
1
1
2. . os
2.110. os35
30,04
. 1 1,5. 3 1
a c
c
z
m U
β
= = =
+ +

Chọn
1
30z
=
(răng)
Vậy số răng bánh lớn sẽ là:
2 1 1
. 3.30 90z U z
= = =
(răng)
Tổng số răng của cả hai bánh răng:
1 2
30 90 120
t
z z z
= + = + =
Do đó tỷ số truyền thực sự:
1
2
90
3
30
z
U
z
= = =
( thỏa mãn)
Sai số tỷ số truyền:
.100 0
t

U U
U
U
−
∆ = =
do đó không cần dịch chỉnh,
1 2
0x x
= =
.
Góc nghiêng răng:
( )
1 2
w1
1,5.120 9
os 0,8182
2 2.110 11
m z z
c
a
β
+
= = = =
Như vậy:
0 ' ''
35 548
β
=
Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:
Đường kính chia:

19
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1
1
2 1
1,5.30
55( )
os 0,8182
. 55.3 165( )
mz
d mm
c
d U d mm
β
= = =
= = =
3.2.1.5 – kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Yêu cầu phải đảm bảo:
[ ]
H H
δ δ
≤
( )
1
2
w w1
2. . 1
. . .
.
H m

H M H
m
T k U
z z z
b U d
ε
δ
+
=
Trong đó:
•
M
z
: hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu,
M
z
=274(MPa
1/3
), tra bảng
6.5[1.96]
•
H
z
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
•
z
ε
: hệ số kể đến trùng khớp răng
•
H

k
: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
•
w
b
: chiều rộng vành răng
•
w
d
: đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động ( bánh răng nhỏ)
• Hệ số chiều rộng vành răng
1
0,3
ba
ψ
=
w 1 w1
. 0,3110 33
ba
b a mm
ψ
= = =
Profin răng bằng góc ăn khớp:
0
w
20
ar ar 23,98
os os35,09
t t
tg tg

ctg ctg
c c
α
α α
β
 
 
= = = =
 ÷
 ÷
 
 
Góc nghiêng răng treeng hình trụ cơ sở
b
β
có giá trị:
0 0
os . os23,98 . 35,09 0,642
b t
tg c tg c tg
β α β
= = =
Suy ra:
0
32,7
b
β
=
20
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

0
0
w
2cos
2. os32,8
1,505
sin 2 sin 2.23,98
b
H
t
c
z
β
α
= = =
Hệ số trùng khớp dọc:
w
sin sin35,09
. 33.5 4,026 1
. .1,5
b
m
β
β
ε
π π
= = = >
0
1 2
1 1 1 1

1,88 3,2. . os 1,88 3,2 . os35,09 1,422
30 90
c c
z z
α
ε β
 
 
 
 
= − + = − + =
 
 ÷
 ÷
 
 
 
 
 
Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng:
1 1
0,837
1,422
z
ε
α
ε
= = =
Đường kính bánh răng nhỏ:
w1

w1
2.
2.110
55
1 3 1
m
a
d mm
U
= = =
+ +
Vận tốc vòng:
w1 1
. .
.55.1455
4,19( / )
60000 60000
d n
v m s
π
π
= = =
Theo bảng 6.14[1.107] ta chọn cấp chính xác 9, khi đó theo trị số tra được tại bảng
6.14:
1,16
H
k
α
=
w1

0
. .
H H
m
a
v g v
U
δ
=
Với các trị số:
•
H
δ
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15[1.107] ta có
0,002
H
δ
=
•
0
g
: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16[1.107] ta
có với m=1,5<3,55 nên
0
g
=73
21
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Suy ra:
110

0,002.73.4,19. 3,704
3
H
v = =
Với:
1,16; 1,07
H H
k k
α β
= =
theo bảng 6.7[1.106]
w w1
1
. .
3,704.33.55
1 1 1,063
2 . 2.42978,28.116.1,07
H
Hv
H H
v b d
k
T k k
β α
= + = + =
Khi đó hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
. . 1,07.1,063.1,16 1,319
H H Hv H
k k k k
α β

= = =
Thay số vào (1.1):
2
2.42978,28.1,319.(3 1)
274.1,505.0,837. 425,73( )
33.3.55
H
MPa
δ
+
= =
Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ ] [ ]
. . .
H H R V xH
z z k
δ δ
=
Với v=4,19,
V
z
=1 ( vì v<5). Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác tiếp
xúc là 8.
Khi đó cần gia công đạt độ nhám
2,5 1,25( )
a
R m
µ
=
, do đó

R
z
=0,95
Với
700
a
d mm
<
thì
xH
k
=1. Suy ra:
[ ] [ ]
. . . 500.09,8.1.1 475( )
H H R V xH
z z k MPa
δ δ
= = =
Như vậy:
[ ]
H H
δ δ
<
đảm bảo độ bền tiếp xúc giữa hai bánh răng.
3.2.1.6 – kiểm nghiệm về độ bền uốn:
Yêu cầu:
[ ]
F F
δ δ
<

22
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
1 1
w w
2. . . . .
.
F F
F
T k Y Y Y
b a
ε β
δ
=
Tính các thông số:
Theo bảng 6.7[1.98] ta có:
1,17
F
k
β
=
, với v<5m/s, tra bảng 6.14[1.107] với
cấp chính xác 9 thì
1,4
F
k
α
=
Theo bảng 6.16[1.107] chọn
0
73g

=
Theo bảng 6.17[1.107] được
F
δ
=0,006
Từ đó ta tính được:
w1
0 1
110
. , . 0,006.73.4,19. 11,11
3
F F
a
v g v
U
δ
= = =
w w1
1
. .
11,11.33.55
1 1 1,143
2. . . 2.42987,28.1,17.1,4
F
Fv
F F
v b d
k
T k k
β α

= + = + =
. . 1,17.1,4.1,143 1,873
F F F Fv
k k k k
β α
= = =
Với
1,422
α
ε
=
thì
1 1
0,703
1,422
Y
ε
α
ε
= = =
0
35,09
β
=
thì
35,09
1 1 0,75
140 140
Y
β

β
= − = − =
Số răng tương đương:
( )
1
1
3
3
30
54,77
os
0,8182
v
z
z
c
β
= = =
( )
2
2
3
3
90
164,32
os
0,8182
v
z
z

c
β
= = =
Với
1v
z
=55 và
2v
z
=164 tra bảng 6.18[1.109] thì
1
3,65
F
Y
=
;
2
3,6
F
Y
=
23
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Với m=1,5,
( )
1,08 0,0695.ln 1,5 1,052
s
Y = − =
Chế tạo bánh răng theo phương pháp phay:
1

R
Y
=
Do
400
a
d mm
<
nên
1
xF
k
=
khi đó:
[ ] [ ]
1 1
. . . . . 257,14.1,052.1.1.1 270,51( )
F F R s xF FC FL
Y Y k k k MPa
δ δ
= = =
[ ] [ ]
2 2
. . . . . 236,57.1,052.1.1.1 248,87( )
F F R s xF FC FL
Y Y k k k MPa
δ δ
= = =
Thay số vào công thức:
1 1

w w
2. . . . .
.
F F
F
T k Y Y Y
b a
ε β
δ
=
1
2.42978,28.1,873.0,703.0,75.3,65
113,73( )
33.55.1,5
F
MPa
δ
= =
[ ]
1 1
270,51( )
F F
MPa
δ δ
< =
1
2 1
3,6
. 113,73. 112,17( )
3,65

F
F F
F
Y
MPa
Y
δ δ
= =
[ ]
2 2
248,87( )
F F
MPa
δ δ
< =
Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn
3.2.1.7 – kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
ứng suất quá tải cho phép:
[ ]
2
ax
2,8. 2,8.450 1260( )
H ch
m
MPa
δ δ
= = =
[ ]
1 1
ax

0,8. 2,8.580 464( )
F ch
m
MPa
δ δ
= = =
[ ]
2 2
ax
0,8. 2,8.450 360( )
F ch
m
MPa
δ δ
= = =
24
PHẠM T A – ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
Hệ số quá tải:
axm
qt
T
k
T
=
[ ]
1max
ax
. 245,73.1 245,73 1260( )
H H qt H
m

k MPa
δ δ δ
= = = < =
Để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ta phải kiểm
nghiệm:
1max 1
. 113,73.1 113,73( )
F F qt
k MPa
δ δ
= = =
2max 2
. 112,17.1 112,17( )
F qt
k MPa
δ δ
= = =
[ ]
1max 1
ax
467( )
F F
m
MPa
δ δ
< =
[ ]
2max 2
ax
360( )

F F
m
MPa
δ δ
< =
Vậy răng đảm bảo đủ bền khi quá tải.
3.2.1.8 – tính lực ăn khớp:
1
1 2
w1
0
1
1 2
0
1 2 1
2. 2.42978,28
1562,85( )
55
.
1562,85. 20
695,24( )
os 0,8182
. 1562,85. 35,09 1098,26( )
t t
t
r r
a a t
T
F F N
d

F tg
tg
F F N
c
F F F tg tg N
α
β
β
= = = =
= = = =
= = = =
3.2.1.9 – bảng kết quả tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp
nhanh:
Số liệu đầu vào:
Công suất trên trục chủ động: P=6,548(kW)
Số vòng quay trên trục chủ động: N=1455(v/p)
Momen xoắn cần truyền: T=42978,28(N.mm0
Tỷ số truyền: U=3
Kết quả tính toán
Thông số Giá trị
25