Đồ án chi tiết máy
MỤC LỤC
Lời nói đầu…………………………………………………………………..4
Thiết kế hệ thống dấn động băng tải………………………………………5
Chương I: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí……….……………..5
I.1.Tính chọn động cơ điện…………...…………………………………….…5
I.2. Chọn kiểu loại động cơ ………………………………………………….5
I.3. Chọn công suất động cơ………………………………………..................6
I.4. Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ ……...………..…………...7
I.5. Chọn quy cách động cơ……………………………….………..................7
I.5Phân phối tỉ số truyền……………………………..……………..................8
I.6 Xác định công suất trên các trục………………………………...................8
Chương II: Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động.....………...…9
II.1Thiết kế bộ truyền xích ……………………....…………………………..9
II.1.1Chọn xích tải………………...……………………………………….…9
II.1.2Xác định các thông số xích tải và bộ truyền xích…….……………….9
II.1.3 Chiều rộng xích răng,khoảng cách trục và số mắt xích………….…..10
II.1.4 kiểm nghiệm về độ bền………………….…………………………….11
II.2 Thiết kế hộp giảm tốc ………….…………..…………………..…….…12
II.2.1 Chọn vật liệu……………………………...………………….…….….12
II.2.2 Xác định ứng suất cho phép……………………………………....…..12
II.2.3. Tính cấp chậm…………………..………………………………….…15
II.2.4.Tính cấp nhanh………………………………...………………………19
Chương III: Thiết kế trục-then-khớp nối……………..…………….…….23
III.1 Thiết kế trục ……………………………………………………….…….23
III.1.1 Chọn vật liệu………………………………………..…….…………...23
III.1.2Tính sơ bộ đường kính trục……………………………………………23
III.1.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực………………25
III.1.4 Xác định lực tác dụng, kích thước đường kính trục…………….…….26
III.1.5 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi………..………………….…….34
III.1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ………………...……………....37

1


Đồ án chi tiết máy
III.2 Thiết kế then ………………………………………………………………37
III.2.1 Kiểm nghiệm độ bền dập và bền cắt…………………………………….38
III.2.2Tính toán và chọn ổ lăn…………………………………………………..41
III.2.3 Chọn khớp nối
Chương IV: Thiết kế các kích thước của vỏ hộp………………………...….45
IV.1 Tính thiết kế của vỏ hộp …………………………………………………...45
IV.2 Kết cấu báng răng …………………………………………….……….….45
IV.3 Kết cấu nắp ổ ……………………………………………………………..45
IV.4 Các chi tiết khác…………………………………………………………..47
IV.4.1 Cửa thăm………………………………………………………………..47
IV.4.2 Nút thông hơi…………………………………………………………...48
IV.4.3 Nút tháo dầu…………………………………………………………….48
IV.4.4 Kiểm tra mức dầu……………………………………………………….49
IV.4.5 Chốt định vị…………………………………………………………49
IV.4.6 Bu lông vòng………………………………………………………........50
Chương IV.5:Bôi trơn cho hộp giảm tốc……………………….……………54
IV.5.1. bôi trơn trong hộp giảm tốc……………………………………………….50
IV.5.2 bôi trơn ngoài hộp giảm tốc……………………………………………….50
IV.5.3. bôi trơn ổ lăn …………………………………………………………...50
IV.6. Xác định và chọn kiểu lắp………………………………………………..51

THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
2


Đồ án chi tiết máy


1 – Động cơ điện
5

4– Khớp nối
3 – Hộp giảm tốc
2 – Bộ truyền ngoài

4

5 – Băng tải
3

2
1

Số liệu thiết kế:
Lực vòng trên đai tải: P = 4800 N
Vận tốc đai tải: v = 1,6 m/s
Thời gian phục vụ: L = 6 năm
Quay một chiều, làm việc 2 ca, (1 năm làm
việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ)
Băng tải : D= 420mm
Chế độ tải: T1 = T; T2 = 0,9T; T3 = 0,7T
t1= 15s ; t2 = 45s ; t3 = 20s

LỜI NÓI ĐẦU
3



Đồ án chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành
cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ
thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách
thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo.
Hộp giảm tốc là một cơ cấu được sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và
công nghiệp nói chung .
Trong môi trường công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao
cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng.
Được sự phân công của Cô, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc loại 1 để ôn
lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh.
Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót,
rất mong nhận được những nhận xét quý báu của các thầy, cô.
Em xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy, cô trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ
chúng em hoàn thành đồ án này!
Sinh viên thực hiện
TRẦN QUỐC ĐẠT

Chương I. TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ
4


Đồ án chi tiết máy
I.1. Chọn động cơ điện
- Khi làm việc động cơ cần thỏa mãn các yêu cầu sau:
+ động cơ không nóng quá mức cho phép
+ động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn
+ động cơ có mômen mở máy đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải khi
mới khởi động

I.2. Chọn công suất động cơ
- Các số liệu đã cho: + tải trọng: F = 4800 N
+ vận tốc băng tải: v = 1,6 m/s
+ đường kính tang quay: D = 420 mm
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct =

(kW)

Trong đó: +) Pt : Công suất tính toán trên trục máy công tác
+) ŋ: Hiệu suất truyền động
Theo đề bài ta có: tải trọng thay đổi: Pt = Ptđ
 Ptđ = =

= =

Ptđ: Công suất tương đương
Với = 1; = 0,9; = 0,7 ;
=> Ptđ = = 6,72 kW = Pt

- Hiệu suất truyền động: ŋ
ŋ = ŋx . . . ŋkn
với: ŋx = 0,95 – hiệu suất bộ truyền đai
5


Đồ án chi tiết máy
ŋbr = 0,96 – hiệu suất bộ truyền bánh răng (2 bộ)
ŋol = 0,99 – hiệu suất 1 cặp ổ lăn (4 cặp)
ŋkn = 1 – hiệu suất khớp nối
=> ŋ = 0,95 . 0,962 . 0,994 . 1 = 0.83

=> Pct = = = 8,1 kW
I.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- tỷ số truyền toàn bộ (ut) của hệ dẫn động
Usb =ut = un . uh
trong đó: un – tỷ số truyền sơ bộ truyền ngoài
uh – tỷ số truyền của HGT
tra bảng 2.4 – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1)
chọn un = 4 = ux (uxích)
uh = 9 = ubr
=> ut = 9 . 4 = 36
- Số vòng quay làm việc trên trục máy công tác:
nlv = = = 72,76(v/p)
=> Số vòng quay sơ bộ: nsb = nlv . ut = 72,76 . 36 = 2619 (v/p)

I.4. Chọn quy cách động cơ
- động cơ được chọn phải thỏa mãn các điều kiện:
Pđc Pct
nđb nsb
6


Đồ án chi tiết máy
Tra bảng P.13 – Thiết kế tính toán hệ dẫn động cơ khí (tập 1)
=> chọn loại động cơ: 4A132M2Y3
Công suất: 11 kW

cos = 0,9

Số vòng quay: 2907 v/p
= 1,6


ŋ = 88 %
= 2,2

I.5. Phân phối tỷ số truyền
- tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
ut = = = 39,95
nđc : số vòng quay của động cơ đã chọn (v/p)
nlv : số vòng quay của trục máy công tác (v/p)
ta có: ut = ux . uh
ux : tỷ số truyền của đai
uh : tỷ số truyền của HGT
chọn ux = 4 => uh = = = 9,9875
mặt khác: uh = u1 . u2 (u1 u2 : tỷ số truyền cấp nhanh và cấp chậm)
với u1 = u2 = = = 3,16 (theo công thức kinh nghiệm)
I.6. Xác định Công suất trên các trục:
P3 = = 6,86 kW
P2 = = 7,22 kW
P1 = =

7,68 kW

- Số vòng quay trên các trục:
n1 = = = 726,75 (v/p)
n2 = = = 230

(v/p)
7



Đồ án chi tiết máy
n3 = = = 72,78 (v/p)
Ta có: Ti = 9,55 . 106 . => Tđc = 9,55 . 106 . =9,55.106 . = 36137 N.mm
Tương tự: T1 = 9,55 . 106 . =9,55.106 . = 100921 N.mm
T2 = 9,55 . 106 . =9,55.106 . = 299787 N.mm
T3 = 9,55 . 106 . =9,55.106 . =900151 N.mm
Trục
Thông số
Công suất P (kw)

Động cơ

I

II

III

11

7,68

7,22

6,86

Tỷ số truyền u

4


Số vòng quay n 2907
(v/p)
Momen xoắn T 36137
(N.mm)

3,16
726,75

3,16
230

100921

299787

72,78
900151

II.Tính toán và thiết kế các chi tiết truyền động.
II.1.Thiết kế bộ truyền xích.
II.1.1. Chọn xích tải.
Lực vòng băng tải
Vận tốc băng tải

F = 4800 N
v = 1,6 m/s

Chọn xích con lăn 3 dãy.vì tải trọng nhỏ và vận tốc bang tải bé.Dộ bền mỏi cao,chế
tạo ít phức tạp hơn xích ống.
II.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ tuyền xích.

a, Chọn số răng đĩa xích.
Với ux = 4
Số răng đĩa xích nhỏ : = 29 – 2.4 = 21
8


Đồ án chi tiết máy
Số răng đĩa lớn :

= ux .= 4.21=84

b, Xác định bước xích
Công suất tính toán : =
Trong đó: = = =1,2 là hệ số răng
=

hệ số vòng quay.

= 800 (vòng/phút)
= 726,75 (vòng/phút)

=>
k = ...

= = = 1,1
,tra bảng 5.6 ta được:
= 1 đường nối 2 tâm đĩa xích so với phương ngang nghiêng đến
= 1 hệ số khoảng cách trục a=40p
= 1 vị trí được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích
= 1,2 tải trọng va đập

= 1,25 băng tải làm việc 2 ca
= 1,3 môi trường làm việc có bụi bôi trơn đạt yêu cầu

k =1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95
=2,5 do số dãy xích là 3 ,hệ số phân bố không đều tải trọng
P = 6,86 (kw) công suất cần truyền
Công suất tính toán : Pt =6,86.1,95.1,1.1,2/2,5 = 7,063 kw
Tra bảng 5.5 với =800 (vòng/phút) chọn bộ truyền xích 3 dãy có bước xích
P=15,875 (mm) thỏa mãn điều kiện bền mòn =8,22 đòng thời tra bảng 5.8 ta có p
<
II.1.3. Chiều rộng xích răng ,khoảng cách trục và số mắt xích
- Chiều rộng xích
9


Đồ án chi tiết máy
pBt 250Pkkv/ v2/3
Trong đó : P : công suất cần truyền,kw
k : hệ số sử dụng
v :vận tốc xích v= z1.p.n1/60000=21.15,875.726,75/60000=4,04 (m/s)
kv : hệ số vận tốc : v 10 m/s => kv = 1
Bt =83,05

chọn Bt = 70

-Khoảng cách trục và số mắt xích
Chọn a= 40p = 40.15,875=635 mm
Số mắt xích: x = + (z1+z2)+ (z1+z2) 2.p
x= + (21+84)+ (84 – 21)2.15,875=135,013
Lấy số mắt xích chẳn xc=136 ,tính khoảng cách trục a* :

a* = 0,25.p. [xc -0,5. (z1+z2) + ]
 a* = 0,25.635.[136 -0,5. (21+84)+ ]
 a* =643,1
Để xích không chịu lực căng quá lớn ,cần giảm bớt khoảng cách trục a :
Do vậy : ∆a = 0,004 . 643,1 =2,57 => a=a2 - ∆a = 640mm
Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây : i= z1.n1/(15.x) ≤
Trong đó : là số lần va đập cho phép ,tra bảng 5.9 ta có [i] ≤ 50 l/s
i= 21.672,75/(15 . 136) =7,48 ≤ [i] = 50
II.1.4. Kiểm nghiệm xích về độ bền
a. kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn
S = Q / (kđ.Ft+F0+Fv) ≥ [S]
Trong đó : Q tải trọng phá hỏng ,tra bảng 5.2 : Q=68,1 KN
10


Đồ án chi tiết máy
Khối lượng 1 mét xích : q1= 2,8 kg
Kđ=1,7 hệ số tải trọng ứng với chế dộ làm việc nặng
v=Z1.n1/60000 = 21.15,875.726,75/60000 = 4,04 m/s
Fv= q.v2 =2,8 . 4.042 = 45,7
Ft = 1000P/(kd.v) = 1000.6,86/(2,5.4,04) = 679 N
F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.6.2,8.0,64 = 105,5 N,với kf=6 bộ truyền nghiêng góc<60º
Do đó: S=68,1.103/(1,7.679+105,5+45,7) = 52,164 ≥ [S]=10,2 tra bảng 5.10
Nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

b, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích kr Ft kđ Fvđ kd
σH1 = 0,4 ≤ [σH]
Trang đó: [σH] ứng suất tiếp xúc cho phép,tra bảng 5.11 thì [σH] =600 Mpa
E = 2,1.105 Mpa
A = 169 mm2 diện tích chiếu mặt tựa bản lề của con lăn

kd = 2,5 dùng cho xích 3 dãy,hệ số tải trọng không đều
Z1 = 21 => kr =0,6408
F vđ = 13.10-7.n1.p3.m=13.10-7 . 726,75. 15,8753. 3 = 11,34 (lực va đập
trên m=3 dãy xích)
kđ = 1,2
=>σH1 = 0,4 = 206 và σH1= σH2
Chọn thép 45 tôi cải thiện có ứng suất cho phép [σ H]=600 Mpa và đạt độ rắn
HB210,bảo đảm độ bền tiếp xúc cho răng 2 đĩa
4. Các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục
11


Đồ án chi tiết máy
d1 =p/(π/z1)= 25,4/sin(180/21)= 107 mm
d2 =p/(π/z2)= 25,4/sin(180/84)= 425 mm
da1= p.(0,5 + cot(π/z1))= 25,4.(0,5 + cot(π/21))=113 mm
da2= p.(0,5 + cot(π/z2))= 25,4.(0,5 + cot(π/84))=432 mm
tra bảng 5.2 : dl=10,61 mm => r=0,502.dl + 0,05=5,4 mm
df1=d1-2r=170-2.5,4=102 mm ; df2=d2-2r=680-2.5,4= 421mm
lực tác dụng lên trục : Fr=kx.Ft.kd=1,15.679.2,5=1952 N

Chương II.2. Thiết kế hộp giảm tốc
II.2.1. Chọn vật liệu
Bánh răng nhỏ :Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB214…285(chon HB260),
tra bảng

:

σb1=850 Mpa ; σch1=580 Mpa


Bánh răng lớn : Thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB214…285 chọn HB250
σb2=850 Mpa ;

σch2=580 Mpa

II.2.2. Xác định ứng suất cho phép
Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép.
[σH] = /SH).ZR.Zv.KXH.KHL
[σF] = /SF).YR.Ys.KXF.KFC.KFL
Trong đó chọn: ZR.Zv.KXH=1
YR.Ys.KXF=1
: ứng suất tiếp xúc cho phép với số chu kì cơ sở
: ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở
12


Đồ án chi tiết máy
Tra bảng 6.2 với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
= 2HB + 70 (Mpa); SH=1,1 ; = 1,8HB (Mpa) ; SF=1,75
Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn
Bánh răng nhỏ: = 2.260 + 70 = 590 (Mpa)
= 1,8.260= 468 (Mpa)
Bánh răng lớn:

= 2.250 + 70 = 570 (Mpa)
= 1,8.250 = 450 (Mpa)

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp :NHO=30.
NHO1= 30. 2602.4 = 1,87.107
NHO2= 30. 2502.4 = 1,7.107

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp :NFO= 4.106
Số chu kì thay đổi khi thử ứng suất tương đương :
NHE= 60.c.ni.ti
NHF=60.c...ni.ti
t∑ = 6.300.16=28800 ,tổng số thời gian làm việc
c=1 ,số lần tiếp xúc trong 1 vòng quay
mF= 6 ,bậc đường cong mỏi khi thử về uốn khi HB< 350
số chu kì thay đổi ứng suất tương đương 2 bánh :
NHE2= 60.c.(n1/u1)..ti
 NHE2= 60.1.(726,75/3,16).28800.(1.15+0,92.45+0,72.20)=2,43.1010
Ta có:NHE2>NHO2 do đó:KHL2=1 => NHE1>NHO1 do đó KHL1=1
NHF2=60.c.(n1/u1)..ti
 NHF1=60.1.(726,75/3,16).28800.(16.15+0,96.45+0,76.20)= 1,64.1010
13


Đồ án chi tiết máy
Ta có:NHF2>NFO2 do đó:KFL2=1 => NFE1>NFO1 do đó KFL1=1
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=.KHL/SH
[σH1]=.KHL1/SH=590.1/1,1=536,4 Mpa
[σH2]=.KHL2/SH=570.1/1,1=518,2 Mpa
[H]=.( [σH1]+[σH2])=527,3 Mpa
Xác định được ứng suất uốn cho phép: [σF]=.KFc.KFL/SF
Với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1
[σF1]=468.1/1,75=267,43 Mpa
[σF2]=450.1/1,75=257,14 Mpa
Ứng suất quá tải cho phép: [H1]max=2,8. ch1=2,8.580=1624 Mpa
[H2]max=2,8. ch2=2,8.580=1624 Mpa
[F1]max=0,8. ch1=0,8.580=464 Mpa
[F2]max=0,8. ch2=0,8.580=464 Mpa

II.2.3. Tính cấp chậm
a. Xác định khoảng cách trục
aw1= ka.(u2+1).
[σH]=527,3 ; u2=3,16 ; ka=49,5 ;T2=299787 ;=0,4 =>Ψbd=0,53Ψba(u+1)=0,53.0,4.
(3,16+1)=0,88 tra bảng 6.7:sơ đồ 4 ta có: kHβ=1,11
aw1= 49,5.(3.16+1). =202,2 mm
lấy aw1 = 200 vì Z1>30 nên không dung dịch chỉnh
b.Các thông số ăn khớp
Chọn m=(0,01÷ 0,02)aw1=(2 ÷ 4)
Theo bảng 6.8: chọn m=3 mm
14


Đồ án chi tiết máy
Số răng bánh nhỏ: z1=2aw1/[m.(u2+1)]=2.200/[3(3,16+1)]=32,05 =>chon z1=32
Số răng bánh lớn: z2=u1.z1=32.3,16=101,12 lấy z2=101
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: um=z2/z1=101/32=3,156

c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
σH=ZM.ZH.Z�.
Theo bảng 6.5:
ZM=274 (Mpa)1/3 ; �β=0 ; ; αtw=20 => ZH= ==1,76
εα= 1,88-3,2.(1/32+1/101)=1,75 => Zε= == 0,86
dw1=2aw1/(um+1) = 2.200/(3,156+1)=96 mm
bw1=Ψba.aw1=0,4.200=80 mm
v=dw1.n2/60000=.96.230/60000=1,156 ;cấp chính xác 9
tra bảng 6.14: kHα= 1,13 ; kFα =1,37
= H.go.v.=0,006.73.1,156.=4,03
Tra bảng 6.15và6.16 ta có H=0,006 ; go=73 .
KHv= 1+ =1+=1,04

KH= kHβ.kHα.kHv =1,11.1,13.1,04=1,3
σH=274.1,76.0,86.=489Mpa
Xác định ứng suất chính xác cho phép: []=[σH].Zv.ZR.KxH
Với v=1,156<5 m/s => Zv=0,85.1,1560,1=0,87 ;
Với cấp chính xác 9, chọn cấp chính xác tiếp xúc 8;khi đó R a=2,5 độ nhám của bề
mặt làm việc ,ta có ZR=0,95 và da<700 mm nên kxH=1
15


Đồ án chi tiết máy
[= 527,3.0,87.0,95.1=473
Vậy σH=468 ;do đó thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

d.Kiểm tra độ bền uốn
σF1= ≤ []
σF2=σF1.YF2/YF1 ≤ [σF2]
Trong đó: Yε: hệ số trùng khớp của răng: Yε=1/εα=1/1,75=0,57
Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ=1
KF=KFB.KFα.KFv hệ số tải trọng khi uốn
K FB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7: KFB= 1,23 sơ đồ 4
KFv:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KFv=1+

với vF=F.go.v. =0,016.73.1,156.=10,75

Tra bảng 6.14 có KFα= 1,37 ; bảng 6.15 có F=0,016;
KFv= 1+=1.08
Do đó KF= 1,23.1,37.1,08=1,82
YF1,YF2 lần lợt hệ số dạng bánh răng 1 và 2:Số răn tương đương: Zv1=32;Zv2=101

Tra bảng 6,18: YF1 =3,8
YF2 =3,6 ,hệ số dịch chỉnh x=0
Do đó: σF1 = =102,6 Mpa
σF2 = 102,6.3,6/3,8=97,2

Mpa

Úng suất cho phép của bánh răng 1 và 2 :
[σ’F1]=[σF1].YR.YS.KxF
16


Đồ án chi tiết máy
[σ’F2]=[σF2].YR.YS.KxF
Trong đó: YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0965.ln(3)=0,974 ;hệ số độ nhạy vật liệu
đối với tập trung ứng suất .
YR=1 hệ số ảnh hưởng mặt lượn chân răng .
KxH hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn, do da < 400mm nên KxH=1
Do đó: [σ’F1]=267,43.1.0,974.1=260,48
[σ’F1]= 257,14.1.0,974.1=250,45
Ta có : σF1=102,6 ≤ [σ’F1]= 260,48
Và

F2

= 97,2 ≤ [σ’F1]=250,45

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền uốn
e. Kiểm nghiệm quá tải
Khi mở máy hay hãm…bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm quá tải

để tránh bị biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt ,ứng suất cực đại Không vượt
quá một giá trị cho phép.
Hệ số quá tải Kqt = Tmax/T =2,2
T : moomen xoắn danh nghĩa
Tmax : moomen xoắn quá tải
Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì Hmax= H. < [H]max
σHmax = σH. =471,27. =699 Mpa
[σH]max=2,8.σch1=2,8.580=1624 Mpa
σHmax< [σH]max
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tỉnh bề mặt lượn chân.Ứng suất cực đại
σFmax=σF.kqt< [σF]max
σF1max= σF1.kqt = 102,6.2,2=225,72
17


Đồ án chi tiết máy
σF2max= σF2.kqt = 97,2.2,2=213,84
σF1max =225,72 < [F1]max=464 Mpa
σF1max = 213,84 < [F2]max=464 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép .
g. Các thông số của bộ truyền cấp chậm.
Khoảng cách trục : aw1= 200 mm
Môđum : m= 3 mm
Tỉ số truyền : um=3,156 mm
Đường kính vòng lăn bánh: dw1=96 mm ; dw2=3,156.96=303 mm.
Chiều rộng vành răng: bw1 = 80 mm
Số răng bánh răng: Z1=32 ; Z2=101

hệ số dịch chỉnh x=0


Đường kính vòng chia: d1=107 mm; d2=425 mm
Đường kính đỉnh răng: da1= 113 mm; da2 = 432 mm
Dường kính đáy răng:

df1= 102 mm ;

df2 = 421 mm

II.2.4. Tính cấp nhanh
a. Xác định khoảng cách trục
aw2= ka.(u1+1).
[σH]=527,3 ; u1=3,16
; ka=49,5
;T1=100921
;=0,4 mm
=>Ψbd=0,53Ψba(u1+1)=0,53.0,4.(3,16+1)=0,88 tra bảng 6.7:sơ đồ 5 ta có: kHβ=1,07
aw2= 49,5.(3.16+1). =138,95mm
Đồng trục nên aw2=aw1=200 mm

b.Các thông số ăn khớp
18


Đồ án chi tiết máy
Chọn m=(0,01÷ 0,02)aw2=(2÷ 4)
Theo bảng 6.8: chọn m=3 mm
Số răng bánh nhỏ: z1=2aw2/[m.(u1+1)]=2.200/[3.(3,16+1)]=32,05 =>chon z1=32
Số răng bánh lớn: z2=u1.z1=32.3,16=101,12 lấy z2=101
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là: um=z2/z1=101/32=3,156
c.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

σH=ZM.ZH.Z�.
Theo bảng 6.5:
ZM=274 (Mpa)1/3 ; �β=0 ; αtw=20 => ZH= ==1,76
εα= 1,88-3,2.(1/32+1/101)=1,75 => Zε= == 0,86
dw2=2aw2/(um+1) = 2.200/(3,156+1)=96 mm
bw=Ψba.aw2=0,4.200=80 mm
v=dw2.n1/60000=.96.726,75/60000=3,65 ;cấp chính xác 8
tra bảng 6.14: kHα= 1,09 ; kHβ=1,27
= H.go.v.=0,006.56.3,65.=9,77
Tra bảng 6.15và6.16 ta có H=0,006 ; go=56.
KHv= 1+ =1+=1,02
KH= kHβ.kHα.kHv =1,07.1,09.1,02=1,19
σH=274.1,76.0,86.=324 Mpa
Xác định ứng suất chính xác cho phép: []=[σH].Zv.ZR.KxH
Với v=3,65>5 m/s => Zv=0,85.v0,1=0,85.3,650,1=0,97
Với cấp chính xác 8, chọn cấp chính xác tiếp xúc 7;khi đó R a=2,5 độ nhám của bề
mặt làm việc ,ta có ZR=0,95 và da<700 mm nên kxH=1
19


Đồ án chi tiết máy
[= 527,3.0,97.0,95=527
Vậy [σH]=324 thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
d.Kiểm tra độ bền uốn
σF1= ≤ []
σF2=σF1.YF2/YF1 ≤ [σF2]
Trong đó: Yε: hệ số trùng khớp
Yβ: hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Yβ=1

của


răng:

Yε=1/εα=1/1,75=0,57

KF=KFB.KFα.KFv hệ số tải trọng khi uốn
K FB: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành
răng,tra bảng 6.7: KFB= 1,16 sơ đồ 5
KFv:hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
KFv=1+

với vF=F.go.v. =0,016.56.3,65.=26

Tra bảng 6.14 có KFα= 1,37 ; bảng 6.15 có F=0,016;
KFv= 1+=1,47
Do đó KF= 1,16.1,27.1,47=2,166
YF1,YF2 lần lợt hệ số dạng bánh răng 1 và 2:Số răn tương đương: Zv1=32;Zv2=101
Tra bảng 6,18: YF1 =3,8
YF2 =3,6 ,hệ số dịch chỉnh x=0
Do đó: σF1 = =58,72 Mpa
σF2 = 58,72.3,6/3,8=55,63

Mpa

Úng suất cho phép của bánh răng 1 và 2 :
[σ’F1]=[σF1].YR.YS.KxF
[σ’F2]=[σF2].YR.YS.KxF
20



Đồ án chi tiết máy
Trong đó: YS=1,08-0,0695.ln(m)=1,08-0,0965.ln(3)=0,974 ;hệ số độ nhạy vật liệu
đối với tập trung ứng suất .
YR=1 hệ số ảnh hưởng mặt lượn chân răng .
KxH hệ số kích thước bánh răng xét đến độ bền uốn, do da < 400mm nên KxH=1
Do đó: [σ’F1]=267,43.1.0,974.1=260,48
[σ’F1]= 257,14.1.0,974.1=250,45
Ta có : σF1=58,72≤ [σ’F1]= 260,48
Và

F2

= 55,63 ≤ [σ’F1]=250,45

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền uốn

e. Kiểm nghiệm quá tải
Khi mở máy hay hãm…bánh răng có thể bị quá tải do đó cần kiểm nghiệm quá tải
để tránh bị biến dạng dư hoặc biến dạng lớp bề mặt ,ứng suất cực đại Không vượt
quá một giá trị cho phép.
Hệ số quá tải: Kqt = Tmax/T =2,2
T : moomen xoắn danh nghĩa
Tmax : moomen xoắn quá tải
Để tránh dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt thì Hmax= H. < [H]max
σHmax = σH. =513,35. =761,42 Mpa
[σH]max=2,8.σch1=2,8.580=1624 Mpa
σHmax< [σH]max
Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tỉnh bề mặt lượn chân.Ứng suất cực đại
σFmax=σF.kqt< [σF]max
σF1max= σF1.kqt = 58,72.2,2=129

21


Đồ án chi tiết máy
σF2max= σF2.kqt = 55,63.2,2=122
σF1max =129 < [F1]max=464 Mpa
σF1max = 122< [F2]max=464 Mpa
Vậy bánh răng bảo đảm được về quá tải cho phép .
g. Các thông số của bộ truyền cấp nhanh.
Khoảng cách trục : aw2= 200 mm
Tỉ số truyền :um =3,15
Môđum : m= 3
Đường kính vòng lăn bánh: dw3=96 mm ; dw4=3,156.96=303 mm.
Chiều rộng vành răng: bw2 = 80 mm
Số răng bánh răng: Z1=32 ; Z2=101

hệ số dịch chỉnh x=0

Đường kính vòng chia: d1=107 mm; d2=425 mm
Đường kính đỉnh răng: da1= 113 mm; da2 = 432 mm
Dường kính đáy răng:

df1= 102 mm ;

Lực tác dụng lên trục:

FR=1952 N

df2 = 421 mm


Chương III. Thiết kế trục-then-khớp nối.
III.1.Thiết kế trục:
III.1.1. Chọn vật liệu.
Trục của hộp giảm tốc làm việc trong diều kiện làm việc bình thường nên chọn
vật liệu chế tạo trục là thép 45 , có σb =850 Mpa ,ứng suất xoắn cho phép [τ]=10…
30Mpa .
III.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục
22


Đồ án chi tiết máy
dk ≥
Trong đó: Tk mô men xoắn trục k, với k=1…3
Dk: đường kính trục thứ k
[τ]: momen xoắn cho phép chọn [τ]=20 Mpa
TI= 100921 [N.mm]
TII=299787 [N.mm]
TIII=900151

[N.mm]

dsb1 =29,33 mm
dsb2 = 42,16 mm
dsb3 =60,825
mm
ta chọn: dsb1=30 mm ; dsb2=45 mm ; dsb3=65 mm
Tra bảng 10.2 ta có chiều rộng các ổ lăn: bo1=19mm;bo2=25mm;bo3=33mm

III.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối trục và các điểm đặt lực.
-Xác định chiều dài giữa các ổ.

Ta có:
k1 – khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến mặt thành trong hộp hoặc
khoảng cahs giữa các chi tiết quay. Chọn k1= 10 mm ;
k2 – khoảng cách tuef mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp .
chọn k2=10 mm;
k3- khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ . chọn k3=15 mm;
h- chiều cao lắp ổ và đầu bu lông . chọn h=18 mm;
* Trục I.
23


Đồ án chi tiết máy
- Chiều dài moay-ơ đĩa xích:
lm12=(1,21,5)d1=(1,21,5).30=(3645) => chọn lm12=39 mm
-Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ răng thẳng trên trục I:
lm13=(1,21,5)d1=(1,21,5).30=(3645) => chọn lm13=45 mm
-Khoảng cách xông côn trên trục I tính từ đĩa xích đến gối đỡ:
lc12=0,5(lm12+bo1)+k3+hn=0,5(39+19)+15+18=62 mm
Tra bảng 10.4 ta có:
l12=-lc12=-62
l13=0,5(lm13+bo1)+k1+k2=0,5(45+19)+10+10=52 mm
l11=2.l13=2.52=104 mm
*Trục II.
-Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ răng thẳng lớn trên trục II:
lm22=(1,21,5)d2=(1,21,5).45=(5467,5) => chọn lm22=63 mm
-Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ răng thẳng nhỏ trên trục II:
lm23=(1,21,5)d2=(1,21,5).45=(5467,5) => chọn lm23=54 mm
ta có:
l22=0,5(lm22+bo2)+k1+k2=0,5(63+25)+10+10=64 mm
l23=l11+l32+k1+bo2=104+76+10+25=215 mm

l21= l23+ l32=220+75=295 mm
*Trục III.
-Chiều dài moay-ơ bánh răng trụ răng thẳng trên trục III:
lm32=(1,21,5)d3=(1,21,5).65=(7897,5) => chọn lm32=79 mm
-Chiều dài moay-ơ nữa khớp nối trục vòng đàn hồi:
24


Đồ án chi tiết máy
lm33=(1,42,5)d3=(1,42,5).65=(91162,5) => chọn lm33=95 mm
-Khoảng cách xông côn trên trục III tính từ khớp nối đến gối đỡ:
lc33=0,5(lm33+bo3)+k3+hn=0,5(95+33)+15+18=97 mm
Tra bảng 10.4 ta có:
l32=0,5(lm32+bo3)+k1+k2=0,5(79+33)+10+10=76 mm
l31=2l32=2.76=152 mm
l33= l31+ lc33=152+97=249 mm
III.1.4. Xác định lực tác dụng của bộ truyền lên trục và đường kính trục.
Như đã biết lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia thanh 3 thành
phần:lục vòng Ft,lực hướng tâm Fr,lực dọc trục Fa .
Bộ tuyền răng thẳng nên Fa=0.
-điểm đặt tại chỗ ăn khớp giữa bề rộng bw

-Phương chiều :
+Ft là lực vòng hay lực tiếp tuyến ,Ft có phương tiếp tuyến với vòng lăn,có chiều
ngược chiều quay bánh chủ động và cùng chiều quay bánh bị động.
+Fr lực hướng tâm ,có phương hướng kính ,cóc hiều hướng vào tâm trục quay.
-Trị số: Ft1=Ft2==2102 N
Fr1=Fr2= Ft1.tg=2102.tg20=765 N
Ft3=Ft4==6245 N
Fr3=Fr4=Ft3.tg=6245.tg20=2273 N

Trong đó: T- mô men xoắn trêm trục
dw1,dw2- đường kính vòng lăn bánh chủ động,bị động.
25