LỜI NÓI ĐẦU
Môn học chi tiết máy là một trong những môn cơ sở lý thuyết cho sinh viên khoa cơ khí nói chung
và các khoa khác nói riêng có một cách nhìn tổng quan về nền công nghiệp đang phát triển như vũ
bão.
Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trọng từ đó sinh viên có cơ hội tổng kết lại những
kiến thức lý thuyết và làm quen với việc thiết kế.
Trong nhà máy xí nghiệp sản xuất, khi cần vận chuyển vật liệu rời, chủ yếu sử dụng các máy vận
chuyển gián đoạn, các máy vận chuyển liên tục.Khác với các máy vận chuyển gián đoạn các thiết bị
của máy vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài, chuyển vật liệu theo hướng đã định
sẵn một cách liên tục có năng suất cao.Băng tải là một loại máy thường được sử dụng khi vận
chuyển các loại vật liệu đó.
Băng tải có cấu tạo đơn giản, bền, có khả năng chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm
nghiêng với khoảng cách lớn ,làm việc êm, năng suất cao.
Để làm quen với việc đó em được giao thiết kế dẫn động băng tải, với những kiến thức đã học và sau
một thời gian nghiên cứu với sự giúp đỡ tận tình của thầy Trần Thị Thu Thủy và sự trao đổi của
bạn bè,em đã hoàn thành được đồ án được giao.
Song với những hiểu biết còn hạn chế với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều của em không tránh
khỏi những thiếu sót.Em rất mong nhận được sự chỉ bảo, đóng góp của thầy và các thầy cô trong
khoa, để đồ án của em được hoàn thiện hơn.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn đã
tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án này đặc biệt là thầy giáo Trần Thị Thu Thủy hướng dẫn.

Sinh viên thực hiện
Vũ Văn Hải

1


Phần I: Chọn Động Cơ Và Phân Phối Tỉ Số Truyền
I. Chọn động cơ.
1 Xác định công suất cần thiết của động cơ.
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức:

Pct =
Trong đó:

Pct là công suất cần thiết của động cơ (KW)
Pt là công suất tính toán của trục tang (KW)
η là hiệu suất truyền động.

- Hiệu suất truyền động:

η = η2ol . ηđ . ηbr . ηkn

Trong đó: ηol là hiệu suất một cặp ổ lăn.
ηđ là hiệu suất bộ truyền đai thang.
ηbr là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ.
ηkn là hiệu suất nối trục đàn hồi.
Tra bảng 2.3 ta có:
ηol
0,99

→

ηđ
0,95

ηbr
0,96

ηkn
0,995


η = 0,992.0,95.0,96 . 0,995 = 0,89

Ta có:
Pt = =
Với :

12000.0,35
= 4,2 (KW)
1000

Pt là công suất làm việc trên trục tang băng tải.
F là lực kéo trên băng tải (N).
v là vận tốc của băng tải (m/s).
2


=>

Pct = =

4,2
0,89

=

4,72

(KW)

2. Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.

- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống (Ut):

Ut = Uh . Uđ

Trong đó:
Uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Uđ là tỉ số truyền của bộ truyền đai thang.
Tra bảng 2.4 ta chọn sơ bộ:
Uđ = 4
→

;

Uh = 5

Uh = 4 . 5 = 20

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện (nsb)
nsb = nlv . Ut
Với nlv là số vòng quay của trục tang ( vòng/phút)
nlv =

=

60000.0,35
= 41,8
3,14.160

=> nsb = 41,8 . 20 = 836


( vòng/phút)

( vòng/phút)

- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500 (vòng/phút)
3. Chọn quy cách động cơ.
- Động cơ được chọn thỏa mãn các điều kiện sau:
Pđc ≥ Pct
Nđb ≈ nsb

≤

Từ bảng P1.3 chọn động cơ 4A có các số liệu sau:

3


Kí hiệu

Công

suất(KW)
4A132M4Y3
11

Vận tốc

cosφ

η (%)


(vòng/phút)
1458

0,87

87,5

2,2

II.Phân phối tỉ số truyền.
1. Xác định tỉ số truyền của hệ thống dẫn động theo nđc:
Ut = =

1458
= 34,88
41,8

2. Phân phối tỉ số truyền:
Ut = Uh . Uđ
Chọn Uđ = 4 theo tiêu chuẩn.
=>

Uh =

Ut
Uđ

=


34,88
= 8,72
4

III. Xác định công suất,số vòng,mô men xoắn trên các trục.
+ Trục động cơ:

P0 = Pct = 4,72 (KW)
n0 = nđc = 1458

(vòng/phút)

T0 = Tđc = 9,55 .106 . Pct/ nđc = 9,55 . 10 6 .

4,72
= 30916 (N.mm)
1458

+ Trục I:
P1 = P0 . ηđ . ηol =4,72. 0,95 . 0,99 = 4,44(KW)
n1 =

=

1458
= 364,5
4

(vòng/phút)


T1 = 9,55 .106 . P1/ n1= 9,55 . 10 6 .
4

4,44
= 116329 (N.mm)
364,5


+ Trục II:

P2 = P1 . ηbr . ηol = 4,44 . 0,96 . 0,99 = 4,22
n2 =

=

364,5
= 41,8 (vòng/phút)
8,72

T2 = 9,55 . 106 . P2/ n2 = 9,55 . 106 .

+ Trục công tác:

(KW)

4,22
= 964139 (N.mm)
41,8

P3 = P2 . ηkh . ηot = 4,22 . 0,98 . 0,995 = 4,1

n3 = n2/ Ukh =

(KW)

41,8
= 41,8 (vòng/phút)
1

T3 = 9,55 . 106 . P3/ n3 = 9,55 . 106 .

4,1
= 936773 (N.mm)
41,8

So sánh: Pt > P3 =4,1(KW)
Vậy tính toán đạt yêu cầu.
+ Ta có bảng số liệu:
Trục
Thông số
P (kw)
n (vòng/phút)
T (N.mm)
U

Phần II :

Động cơ

I


II

Công tác

4,2
1458
30916

4,44
364,5
116329

4,1
41,8
964139

4,1
41,8
936773

4

8,72

Thiết kế bộ truyền ngoài: Đai thang.

I. Chọn loại đai.
- Căn cứ theo yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền và hình 4.1 ta chọn đai thang thường
loại Б làm bằng vải cao su có sức bền và tính đàn hồi cao.
5



- Tra bảng 4.13 chọn tiết diện đai :
Sơ đồ tiết diện đai

Kí hiệu
b0(mm)
h(mm)
b(mm)
h0(mm)
F(mm2)

Kích thước tiết diện đai
14
10,5
17
4,1
138

II. Xác định các thông số của bộ truyền.
1. Đường kính bánh đai.
- Đường kính bánh đai nhỏ: d1
Từ bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = 180 (mm).
- Đường kính bánh đai lớn: d2
d2 = d1 Uđ (1 - ε ) = 180 . 4 . ( 1- 0,02 ) = 705,6 (mm).
Với ε là hệ số trượt của đai loại Б ,
- Tra bảng 4.26 chọn d2 theo tiêu chuẩn :

ε = 0,02
d2 = 710 (mm).


- Tỉ số truyền thực tế: Utt
Utt =
=>

∆U = .100 =

=

710
= 4,02
180.(1 − 0,02 )

4,02 − 4
.100 = 0,5 % < ∆Umax = 4 %
4

- Vận tốc của đai: v = =

3,14.1458.180
= 13,74(m/s) < vmax= 25 (m/s)
60000

2. Khoảng cách trục: a
- Dựa vào tỉ số truyền Uđ = 4 ; tra bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục :
a = d2 . 0,95 = 710 . 0,95 = 674,5 (mm).
3. Chiều dài đai: L
6



L = 2a + +

(710 − 180) 2
∏ .(180 + 710)
= 2 .674,5 +
+
= 2851 (mm).
2
4.674,5
- Tra bảng 4.13 chọn L theo tiêu chuẩn :

L = 3000 (mm).

- Nghiệm số vòng quay của đai trong 1 giây:
i= =

13,74
= 4,58 1 s ≤ imax = 10 1 s
3

Vậy đai thỏa mãn điều kiện mỏi.
- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài đai tiêu chuẩn:
+ Theo công thức 4.6 ta tính được:
−
λ + λ 8∆
4
2

a=


2

Với λ = L - ; ∆ =

d −d
2

1

2

+ Thay số ta có:
λ =1602,7 ; ∆ =265
2

⇒a =

−
1602,7 + 1602,7 8×265
4

2

a = 754 (mm)
- Tính góc ôm: α1
α1 = 180 - = 180 -

57.( 710 −180 )
= 139,930 > αmin = 1200
754


Thỏa mãn điều kiện góc ôm.
4. Xác định số đai: z
z

=

Trong đó:
• P1 : công suất trên trục bánh đai chủ động; KW
7


• [P0]: công suất cho phép;KW, được xác định bằng thực nghiệm.
• Kđ : hệ số tải trọng động.
• C α: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm.
• CL : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai.
• Cu :hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền.
• Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây
đai
- Tra bảng 4.7 ta có: Kđ = 1,25
- Với

α1 = 139,930

- Theo bảng 4.16 với

⇒ C α=1 – 0,0025.(180 – 139,93) = 0,89

=


3000
= 1,34 và nội suy ta có:
2240

Cl = 1,07

- Theo bảng 4.17 với Uđ = 4 ; ta có: Cu = 1,14
- Với v = 13,74 (m/s) và d1 =180 (mm).Tra bảng 4.19 và nội suy ta có:[P0] = 4,61
→

P
[P ]
1

0

=

4,72
= 1,02Tra bảng 4.18 và nội suy ta có: Cz = 1
4,61

Thay số vào ta được:
z =
Chọn

4.72.1,25
4,61.0,89.1,07.1,14.1

= 1,17


z = 2 (đai)

- Chiều rộng bánh đai: B = (z – 1).t + 2e
Tra bảng 4.21 ta có: t = 19 , e = 12,5
=> B = (2 – 1) . 19 + 2 . 12,5 = 44 (mm).
- Đường kính ngoài của bánh đai:

da = d1 + 2h0

Tra bảng 4.21 ta có: h0 = 4,2
=> da = 180 + 2 . 4,2 = 188,4 (mm).
5. Xác định lực căng ban đầu (F0) và lực tác dụng lên trục (Fr) ta có:
8


F0 = + Fv
Trong đó: Fv = qm. v2 là lực căng do lực li tâm sinh ra.
Tra bảng 4.22 ta có: qm = 0.178 (kg/m).
=>
- Do đó:

Fv = 0,178 . 13,742 = 33,6 (N)
F0 =

780.4,2.1,25
+ 33,6 = 201,04 (N).
13,74.0,89.2
0


139,93 )
- Lực tác dụng lên trục: Fr = 2.F0.z.sin() = 2 . 201,04 . 2.sin(
2
= 756 (N).

6.Bảng tóm tắt các thông số của bộ truyền đai thang:
Thông số
Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm)
Đường kính bánh đai lớn d2 (mm)
Chiều rộng bánh đai
B (mm)
Chiều dài dây đai
L (mm)
Khoảng cách trục
a (mm)
Tiết diện đai
F i (mm2)
Lực tác dụng lên trục
Fr (N)
Góc ôm
α1

Giá trị
180
710
44
3000
754
138
756

139,93

9


Phần III : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
I. Chọn vật liệu làm bánh răng.
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan niệm thống nhất trong thiết kế,ở đây
chọn vật liệu của 2 bánh răng như nhau; cụ thể:
1.Bánh răng nhỏ.
- Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241 ÷ 285, có S < 60 mm (bảng 6.1).
Chọn HB1 = 245 Mpa ; σb1 = 850 Mpa

;

σch1 = 580 Mpa.

2. Bánh răng lớn.
- Để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn răng
thấp hơn bánh nhỏ từ 10 ÷ 15 HB.
- Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192 ÷ 240, có S < 100 mm (bảng 6.1).
Chọn HB2 = 230 Mpa ;

σb2 = 750 Mpa

; σch2 = 450 Mpa.

II. Xác định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức:
[σH] =

[σF] =
Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
ZV - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc.
KxH , KxF - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền tiếp
xúc và uốn.
YR - Hệ số xét dến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
YS - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
10


KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải(vị bộ truyền làm việc 1 chiều nên KFC = 1).
SH, SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
σ0Hlim, σ0Flim - Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.
- Khi thiết kế sơ bộ lấy: ZR.ZV.KxH = 1, và YR.YS.KxF = 1.
Do đó công thức tính ứng suất cho phép là:
[σH] =

;

[σF] =

- Tra bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB = 180 ÷ 350
σ0Hlim =

2HB + 70

và SH = 1,1

σ0Flim = 1,8HB


và SF = 1,75

KFC = 0,7
Vậy:

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.

- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:
NHO = 30.H2,4HB
NHO1 = 30 . 2452,4 = 1,6 . 107
NHO2 = 30 . 2302,4 = 1,39 . 107
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn là:
NFO = 4.106 (với tất cả các loại thép).
- KHL, KFL - Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải
của bộ truyền, được xác định theo công thức:
KHL =

;

KFL =

Trong đó: mH, mF - Là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Do ta chọn độ rắn mặt răng HB < 350 MPa nên ta có mH = 6, mF = 6.
NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
11



- Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên NHE, NFE được xác định theo công thức:

∑

NHE = 60.c.
-

3

 Ti 

 .ni.ti
T max 

; NFE = 60.c.

∑

6

 Ti 

 .ni.ti
T max 

Với Ti , ni , ti lần lượt là mô men xoắn , số vòng quay , tổng số giờ làm việc ở chế
Độ thứ i của bánh răng đang xét.
c là số lần ăn khớp trong 1 vòng quay.( ở đây chọn c = 1).
Ta có: NHE2 = 60.c. ∑ti


= 60.1.

3

 Ti 

.
T max 

∑

364,5
2,5
3,6
.15000 . (13 .
+ 0,783 .
)
8,72
8
8

= 1,9.107
NHE2 > NHO2

nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1 => KHL1 = 1.

NFE2 = 60.c. .∑ti.

= 60 .1 .
=


∑

6

 Ti 

.
T
 max 

364,5
2,5
3,6
.15000 . (16 .
+ 0,786 .
)
8,72
8
8

1,5.107

NFE2 > NFO nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1 => KFL1 = 1.
=> Ứng suất cho phép:
[σH] =

560.1
= 509 MPa.
1,1


[σH1] = =
[σH2] =

=

530.1
= 481,8 MPa.
1,1

Vì cấp chậm sử dụng răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc là:
[σH] = [σH2] = 481,8 (Mpa).
12


[σF] =
[σF1] = =

441.0,7.1
= 176,4 MPa.
1,75

[σF2] = =

414.0,7.1
= 165,6 MPa.
1,75

- Xác định ứng suất cho phép: [σH]max = 2,8 . σch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa.
[σF1]max = 0,8 . σch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa.

[σF2]max = 0,8 . σch2 = 0,8 . 450 = 360 MPa.
III. Tính toán các thông số của bộ truyền.
1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw = K a (U h + 1).3

T1.K Hβ

[ σ H ] 2 .U h .ψba

Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng.
Tra bảng 6.5 được Ka = 49,5

MPa1/3.

Uh - Là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Uh = 8,72.
T1 - Là mô men xoắn trên trục I( trục chủ động).
T1 = 116329 (Nmm).
KHβ - Là hệ số xét đến sự phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp
xúc. Nó phụ thuộc vào vị trí bánh răng đối với ổ và hệ số ψbd .
ψbd = 0,53 ψba (Uh + 1)
Tra bảng 6.6 ta chọn

ψba = 0.3

ψbd = 0,53 . 0,3 . (8,72 + 1) = 1,6
Tra bảng 6.7 và nội suy ta được KHβ = 1,11
=> aw = 49,5 . (8,72 +1) .

3


116329.1,11
= 275,6 (mm).
481,82.8,72.0,3
13


Chọn aw = 276 (mm) theo tiêu chuẩn SEV229 – 75 (trang 99).
2. Xác định các thông số ăn khớp.
- Mô đun pháp:
mn = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02) . 276 = (2,76 ÷ 5,52)
Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp mn =4
- Xác định số răng bánh nhỏ:
Chọn sơ bộ β = 100 , Do đó: cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ:
Z1 = =
Chọn

2.276.1
= 14,2 (răng)
4.(8,72 + 1)
Z1 = 14 (răng).

Do đó: Z2 = Uh.Z1 = 8,72 . 14 = 122,08 . Chọn Z2 = 122 (răng).
- Do đó aw được tính lại:

m( z + z )

aw =

1


2

2

=

4.(14 + 122)
=272 (mm)
2

Lấy aw =272 (mm)
-Tính hệ số dịch chỉnh theo 6.22
y = a w - 0,5(z1 +z2) =
m

272
- 0,5. (14 + 122) =0
4

⇒ Hệ số dịch chỉnh bánh 1: x1=0

Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2=0
-Theo 6.27 ,tính góc ăn khớp:
Cosαtw=

Z . m .cos
2a

α


t

w

=

(14 + 122).4. cos 20 o
=0,939
2.272

⇒ αtw = 20,11o

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
14


- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện
sau:

σ H = Z M .Z H .Z ε .

2.T1 .K H .( U h + 1)
≤ [σH]
bw .U h .d w21

Trong đó: ZM – Là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng.
Tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 MPa1/3
ZH – Là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Tra bảng 6.12, ta có ZH =1,67

- Zε

Là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Zε =

4 −ε α
3
1

+

1

Với εα = [1,88-3,2.( z z
1

2

)] =1.86

⇒ Zε =0,84

KH – Hệ số tải trọng khi tinh toán về tiếp xúc
KH = KHβ.KHα.KHV
Với KHβ :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng,
bảng 6.7 ta có KHβ= 1,11
KHα :hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Ở
đây bánh răng thẳng nên KHα= 1
bw Là chiều rộng vành răng:
bw = ψba. aw = 0,3 .272 = 81,6 (mm).

- Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
dw1 =

2. a w

2.272

=
=56(mm).
U h + 1 8,72 + 1

15


Ta có:

v= =

Với

3,14.364,5.56
= 1,07 (m/s)
60000

v = 1,07 (m/s) Tra bảng 6.13 ta dùng cấp chính xác 9.

Theo công thức 6.42
vH = δH.g0.v.

a

U

w
h

Tra bảng 6.15 ta có δH = 0,006
=>

vH = 0,006 . 82 . 1,07 .

Do đó:

Theo bảng 6.16 ta có g0 = 82
272
= 2,94
8,72

KHV = 1 +
= 1+
⇒

2,94.81,6.56
= 1,052
2.116329.1,11.1

KH = KHβ.KHα.KHV = 1,11 . 1,052. 1 = 1,17

Thay vào:
σH = 274 . 1,67. 0,87 . .


2.116329.1,17.( 8,72 +1)
= 433 (Mpa).
81,6.8,72.562

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
Theo (6.1), với v = 1,07 (m/s), ZV = 1;cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công độ nhám Rz = 10 ÷ 40 µm, do đó
ZR = 0,9 ; KxH = 1.
Khi đó, theo (6.1) và (6.10):
[σH]’ = [σH].ZR.ZV.KxH = 481,8 . 0,9 . 1 . 1 = 433,6 MPa.
Và σH = 433 MPa < [σH]’ = 433,6 MPa.
Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
4. Kiểm nghiệm răng về điều kiện uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại mặt răng không được
vượt quá ứng suất cho phép.
16


σF1 =

≤ [σF1]

(6.43)

σF1 = σF1.

(6.44)

Với mn = 4
bw = 81,6 mm.

dw1 = 56 mm.
1

Yε = = 1,72 = 0,58 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Yβ = 1 - là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
ở đây với răng thẳng nên Yβ = 1.
YF1 , YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 ,phụ thuộc vào số răng
tương đương và hệ số dịch chỉnh.
Tra bảng 6.18 và nội suy ta có:

YF1=3,93 ; YF2 = 3,6.

KF – Hệ số tải trọng khi tính cho uốn.
KF = KFβ.KFα.KFv
Tra bảng 6.7 và nội suy ta có: KFβ = 1,23
Vì là răng thẳng nên
KFv = 1 +

KFα = 1

với vF = δF.g0.v.

a
U

w
h

Tra bảng 6.15 ta có : δF = 0,016
v là vận tốc vòng , v=1,07

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9; do đó theo bảng 6.16 chọn g0= 82
=> vF = 0,016 . 82 . 1,07 .
KFv = 1 +

272
= 7,84
8,72

7,84.81,6.56
= 0,125
2.116329.1,23.1
17


KF = 0,125 . 1 . 1,08 = 0,135
Thay các giá trị vừa tính được vào (6.43) và (6.44):
=> σF1 =

2.116329.0,125.0,58.1.3,93
= 14,4 (Mpa)
81,6.56.4

σF2 = σF1. = 14,4 .

3,6
= 13,2 (Mpa)
3,93

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
[σF1]’ = [σF1] .YS.YR.KxF ; [σF2]’ = [σF2]. YS.YR.KxF

Với YS = 1,08 – 0,069ln(mn) = 1,08 – 0,069ln5 = 0,968
YR = 1 (Bánh răng phay).
KxF = 1 (da < 400 mm)
=> [σF1]’ = 176,4 . 0,968 . 1 . 1 = 170,75 (Mpa).
[σF2]’ = 165,6 . 0,968 . 1 . 1 = 160,3 (Mpa).
Ta có: σF1 = 16,96 MPa < [σF1]’ = 170,75 MPa.
σF2 = 15,54 MPa < [σF2]’ = 160,3 MPa.
Vậy hệ thỏa mãn điều kiện bền uốn.
5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt,ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng
suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc:

σHmax = σH.

K

qt

≤ [σH]max ; Với Kqt = = 1,7

σHmax = 395 . 1,7 = 515 ≤ [σH]max = 1260 MPa.
- Ứng suất uốn : σF1max = σF1.Kqt = 53,72 . 1,7 = 91,324 ≤ [σF1]max = 464 MPa.
σF2max = σF2.Kqt = 49,2 . 1,7 = 83,64 ≤ [σF2]max = 360 MPa.
6. Các thông số khác của bộ truyền.
- Mô đun pháp tuyến:

mn = 4 (mm).

- Chiều cao răng:


h = 2,25mn = 2,25 . 4 = 9(mm).
18


- Đường kính vòng chia: d1 =mn . z1 = 4 . 14 =56(mm).
d2 = mn . z2 = 4 . 122 = 488 (mm).
- Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2.mn =56+ 2 . 4 = 64 (mm).
da2 = d2 + 2.mn = 488 + 2 . 4 = 496 (mm).
- Đường kính vòng đáy:

df1 = d1 – 2,5mn = 56– 2,5 .4 = 46 (mm).
df2 = d2 – 2,5mn = 488 – 2,5 . 4 = 478 (mm).

7.Ta có bảng tóm tắt các thông số của cặp bánh răng:
Thông số
Số răng
Đường kính vòng chia
Đường kính vòng đỉnh
Đường kính vòng đáy
Mô đun
Tỉ số truyền
Chiều rộng răng
Chiều cao răng
Khoảng cách trục
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng răng
Góc ăn khớp

Phần IV:


Giá trị
Bánh nhỏ
Z1 = 14 (răng)
d1 = 56 (mm)
da1 = 64 (mm)
df1 = 46 (mm)
mn = 4 (mm)
Uh = 8,72
bw = 81,6 (mm)
h = 9 (mm)
aw = 272 (mm)
x=0
β=0
αtw = 20,11 0

Tính toán thiết kế trục
19

Bánh lớn
Z2 = 122 (răng)
d2 = 488 (mm)
da2 = 496 (mm)
df2 = 478 (mm)


A. Lực tác dụng lên trục.
- Lực vòng:

Ft1 = Ft2 =2T1/dw1=


2.116329
= 4154,6 (N).
56
4154,6.tg 20,11
= 1521,2(N).
cos 0

- Lực hướng tâm:

Pr1 = Pr2 = =

- Lực dọc trục:

Pa1 = Pa2 = Ft1.tgβ = 4154,6 . tg 0 = 0 (N).

1.Chọn vật liệu chế tạo trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa, có σb = 600 Mpa ( Tra bảng 6.1)
Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 Mpa.
2. Tính sơ bộ đường kính trục.
- Đường kính sơ bộ của trục được xác định theo công thức:
dk =
Trong đó:

3

Tk
0,2.[τ ]

Tk là mô men xoắn của trục.

[τ] là ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 15 ÷ 30 Mpa.

- Trục I ( Trục vào):

Có T1 = 116329 (Nmm).
Chọn [τ] = 15 Mpa.

3

116329
= 33,85 (mm).
0,2.15

- Trục II ( Trục ra):

Có T2 = 964139 Nmm.

⇒

d1 =

Chọn [τ] = 20 Mpa.
⇒

d2 =

3

964139
= 62,23 (mm)

0,2.20

-Tra bảng 10.2 ; chọn d1 , d2 theo tiêu chuẩn và chiều rộng ổ lăn tương ứng:
d1 = 30 (mm)
d2 = 60 (mm)

→

→

b01 = 19 (mm)
b02 = 31 (mm)
20


3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
* Quy ước:
- Số thứ tự các chi tiết trên trục I: ổ lăn bên trái là số 0; ổ lăn bên phải là số 1; bánh
đai là số 2; bánh răng là số 3.
- Số thứ tự các chi tiết trên trục II: ổ lăn bên trái là số 0; ổ lăn bên phải là số 1; bánh
răng là số 2; khớp nối là số 3.
- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng trụ trục I:
lm12 = lm13 = (1,2 ÷ 1,5)d1 =(1,2 ÷ 1,5).30= (36 ÷45) mm.
Chọn lm12 = lm13 = 40 (mm).
- Chiều dài mayơ bánh răng trụ trục II:
lm22 = (1,2 ÷ 1,5)d2 = (1,2 ÷ 1,5)60 = (72 ÷ 90) mm. Chọn lm22 = 80 mm.
-Tra bảng 10.3 ta chọn các trị số khoảng cách k1 , k2 , k3 và hn
Tên gọi
Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp


Kí hiệu và trị số
k1 = 12

hoặc khoảng cáh giữa các chi tiết quay
Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ

k2 = 10

khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc)
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
-Khoảng côngxôn trục I:
lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn
lc12 =0,5.(40+19) + 15+16 =60,5 (mm).
-Khoảng côngxôn trục II:
lc23 = 0,5.(lm23 + b02) + k3 + hn
Với lm23 là chiều dài mayơ nửa khớp nối:
lm23 = (1,4 ÷ 2,5)d2 =(84 ÷ 150) mm
Chọn lm23 = 150 (mm)
⇒

lc23= 0,5.(150 + 31) + 15 + 16 = 121,5 (mm)
21

k3 =15
hn = 16


- Khoảng cách từ ổ lăn tới bánh đai:
l12 = - lc12 = 60,5 (mm)

- Khoảng cách từ ổ lăn tới bánh răng:
l13 = 0,5.(lm13 + b01) + k1 + k2
= 0,5.(40 + 19) + 12 +10 =51,5 (mm).
l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2
=0,5.(80 + 31) +12 +10 =77,5 (mm)
- Khoảng cách từ ổ lăn tới khớp nối:
l23 = lm23 =150 (mm)
- Khoảng cách giữa 2 ổ lăn:
l11 = 2.l13 = 2 . 51,5 = 103

(mm)

l21 = 2.l22 = 2 . 77,5 = 155

(mm)

Hình 10.6 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp
22


4. Xác định tải trọng tác dụng lên trục.
4.1. Trục I:
a. Bộ truyền đai:
- Lực tác dụng từ bánh đai lên trục: Fr = 756 (N).
- Bộ truyền đai tạo với phương ngang 1 góc 40o nên Fr bị phân tích thành 2 thành phần
lực:
Fx2 = Fr.cos40o = 756 . cos40o = 579,13 (N)
Fy2 = Fr.sin40o = 756 . sin40o = 485,95

(N)


b. Bánh răng.
- Các lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng:
+ Lực vòng:

Ft1 = Ft2 =

2T
d

1

=

w1

+ Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 =
+ Lực dọc trục:

2.116329.
= 4154,6 (N)
56

F .tgα
cosβ
t1

tw

=


4154,6.tg 20,11o
= 1521,2 (N)
1

Fa1 = Fa2 = 0 (Do là bánh răng trụ răng thẳng)

-Ta có:
+ Trục quay cùng chiều kim đồng hồ: cq = -1
+ Bánh răng chủ động: cb = 1
+ Răng hướng phải: hr = 1
+ Tọa độ điểm đặt lực nằm trên Oz nên r < 0
r = - d w1 = 2

56
= -28 (mm)
2

23


− 28

r

+ Khi đó: Fx3 = r .cq.cb.Ft3 = 28 . (-1).1. 4154,6 = 4154,6 (N)
r

28


Fy3 = - r .Fr3 = 28 .1521,2 = 1521,2 (N)
Fz3 = 0
-Phương và chiều của các lực được biểu diễn:

F2
y

F2

F3

y

y

F3

F1

x

y

F1
x

F0
x

F0

y

l12

l13
l11

c. Xác định các phản lực và vẽ biểu đồ mômen trục I:
- Trong mặt phẳng Oxy:
∑mx0 = Fx2 . l12 – Fx3 . l13 + Fx1 . l11 = 0
⇒ Fx1 =

F .l
x3

− F x 2 .l12

13

l

=

11

4154,6.51,5 − 579,13.60,5
= 1737(N)
103

∑Fx = Fx0 - Fx2 - Fx3 + Fx1 = 0

⇒ Fx0 = Fx2 + Fx3 - Fx1 = 579,13+ 4154,6 – 1737= 3996,73 (N)

- Trong mặt phẳng Oyz:
∑my0 = Fy2 . l12 – Fy3 . l13 – Fy1 . l11 = 0
⇒ Fy1 =

F .l
y2

12

− F y 3 . l 13

l

11

=

485,95.60,5 − 1521,2.51,5
= -475,16 (N)
103

∑Fy = Fy2 - Fy0 + Fy2 + Fy1 = 0
⇒ Fy0 = Fy2 + Fy3 + Fy1 =485,95+ 1521,2 -475,16 = 1532 (N)

-Các phản lực:
24



Fx0 = 3996,73 N
Fx1 = 1737N
Fy0 = 1532 N
Fy1 = -475,16 N
d. Mômen uốn và mômen xoắn trên trục I:
* Mx2 = Mx1 = 0
Mx0 = Fy2 . l12 = 485,95 . 60,5 = 29399,98 (N)
M x3ph = -Fy1.(l11 - l13) = -(-475,16). (103 – 51,5) = 24470,74 (Nmm)
M trx3 = Fy2.(l12 + l13) – Fy0 . l13 = 485,95 . (60,5 + 51,5) – 1532. 51,5
= -24578 (Nmm)
* My2 = My1 = 0
My0 = Fx2 . l12 = 579,13 . 60,5 =35037,37 (Nmm)
tr

M y3 = Fx1.(l11 - l13) = 1737. (103 – 51,5) = 89455,5 (Nmm)
ph

M y3 = Fx2.(l12 + l13) – Fx0 . l13 =579,13. (60,5 + 51,5) – 3996,73 . 51,5
= -140969 (Nmm)
* Mz2 = Mz0 = Mz3 = T1 = 116329 (Nmm)

25