LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trị quan trọng
trong cơng cuộc cơng nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là
làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,
bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát
triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một
cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.
Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước đi
chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình vào
đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được cơng việc tương lai, qua đó có
cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu nghề cho
mỗi sinh viên. Khơng những thế q trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối với những kĩ
năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng phần mềm:
Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong những mơn
học nền tảng: Ngun lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…
Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy
PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là
nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian lao
vất vả.
Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải
những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cơ. Em xin
chân thành cảm ơn.
Sinh viên thực hiện
Đào Nguyên Thiên Vũ

1


Mục lục
LỜI NĨI ĐẦU ................................................................................................................................. 2
Phần một: Tính tốn chọn động cơ và tỉ số truyền: ....................................................................... 4

1.1. Tính tốn chọn động cơ: ......................................................................................................... 4
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính tốn động học hệ dẫn động xích tải:.......................................... 5
Phần hai: Tính tốn bộ truyền đai: ................................................................................................. 7
2.1. Thơng số ban đầu: .................................................................................................................. 7
2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền đai: ............................................................................................. 7
Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc ............................................................................. 9
3.1

Tính tốn bộ truyền cấp nhanh: .......................................................................................... 9

3.2

Tính tốn bộ truyền cấp chậm:.......................................................................................... 15

Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu........................................................................................ 23
Phần năm:Thiết kế trục ................................................................................................................ 24
4.1 Thiết kế trục 1:....................................................................................................................... 24
4.2 Thiết kế trục 2 ........................................................................................................................ 28
4.3 Thiết kế trục 3:....................................................................................................................... 32
Phần sáu: Kiểm nghiệm then ........................................................................................................ 35
Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục.................................................................................................. 39
I

– Trục đầu vào 1:....................................................................................................................... 39

II – Trục trung gian 2: .................................................................................................................. 41
III – Trục đầu ra 3:....................................................................................................................... 43
IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: ................................................................................................. 46
Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ .............................................................................. 47
Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép .................................................................... 50

TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................................. 53

2


Phần một:

TÍNH TỐN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
1.1 Tính tốn chọn động cơ:
1.1.1. Số liệu ban đầu:
Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thơng số sau:
- Lực vòng trên băng tải: F = 9500 N
- Vận tốc băng tải: v = 1,6 m/s
- Đường kính tăng dẫn: D = 250 mm
- Thời gian phục vụ: L = 4 năm
Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 3 ca, tải va đập nhẹ (1 năm
làm việc 320 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).
1.1.2 Xác định công suất bộ phận công tác là băng tải:
Pct =

F 1 . v 9500.1,6
=
=15,2(KW )
1000
1000

Hiệu suất chung hệ thống truyền động:
ηch =ηđai .η brc . ηbrt .η nt . η3ol =0,95.0,96 .0,97.0,98 . 0.993=¿0,8328

Theo bảng 3.3, ta chọn:

ηnt - hiệu suất nối trục đàn hồi
ηol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn
ηbrc - hiệu suất 1 cặp bánh răng côn
ηbrt - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng
ηđai - hiệu suất bộ truyền đai

Công suất thùng trộn tương đương:
Ptd =

P.

√

Ti 2
) . ti
(kW)
T
12 .28+ 0,92 .12
=15,2.
=14,7604
28+12
∑ ti

∑(

√

3



Công suất cần thiết động cơ:
Pđc=

P ct 14,7604
=
=17,7242 (kW)
η ch 0,8328

1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Số vòng quay trục tang trống băng tải:
nct =

60000. v 60000.1,6
=
=122,2310 vg/ ph
πD
π .250

1.1.4. Chọn động cơ:
Tỷ số truyền chung xác định theo cơng thức:
uch= u1u2uđai=

nđc
nct

Trong đó u1, u2 – tỉ số truyền cặp bánh răng cấp nhanh và chậm;
uđai – tỉ số truyền của bộ truyền đai
Theo bảng 3.1 động cơ điện SGA (Công ty CMG, Úc), ta chọn Pđc = 18,5 KW
Bảng 1: Động cơ và phân phối tỷ số truyền:
Động cơ

ĐC1
ĐC2
ĐC3
ĐC4

Số vòng
quay động
cơ (vg/ph)
2930
1470
980
735

Số vòng
quay công
tác (vg/ph)
122,2310
122,2310
122,2310
122,2310

Tỷ số truyền Tỷ số truyền
chung uch
hộp giảm
tốc uh
23,971
10
12,0264
8,0176
6,0132


Tỷ số truyền
bộ truyền
bánh đai uđai
2,3971

Dựa vào bảng 3.2, ta có:
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp: 8 – 30
Tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt thường: 2 – 5
 Ta không chọn ĐC2 ĐC3 ĐC4
1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính tốn động học hệ dẫn động xích tải:
1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:
Đối với ĐC1, ta chọn theo tỷ số truyền của hộp theo tiêu chuẩn hộp giảm tốc 2 cấp
là
uh = 10

4


Từ đó, tỷ số truyền của bộ truyền đai dẹt
uđai =

uch 23,971
=
=2,3971.
uh
10

Đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hóa, do đó để tránh sai
lệch tỉ số truyền không quá một giá trị cho phép (<= 4%), nên ta chọn uđai = 2,49

(Sai số so với tiêu chuẩn uđ = 2,5 là 4%)
Dựa theo chỉ tiêu độ bền và đảm bảo điều kiện bơi trơn, ta tìm đươc mức cho phép
của u12 theo đồ thị hình 3.3 cho hộp giảm tốc hai cấp côn trụ: 2,5 < u12 < 3
Ta chọn:
ubrc = u12 = 2,8 (Theo tiêu chuẩn dãy 2)
 ubrt =

uh 10
= =3,5714
ubrc 2,8

Chọn ubrt = 3,55 (Theo tiêu chuẩn dãy 2)
Từ các thông số vừa chọn, ta tính tốn các giá trị cơng suất, momen xoắn và số
vịng quay của từng trục
1.2.2. Xác định cơng suất, mơmen và số vịng quay trên các trục
Cơng suất trên các trục:
P ctmax 15,2
=
=¿15,3535 kW
Pct=
η ol 0,99

PIII =

Pct
15,3535
=
= 15,8251 kW
ηol .η nt 0,99.0,98


PII =

P III
15,8251
=
= 16,4794 kW
ηol .η brt 0,97.0,99

PI =

P II
16,4794
=
= 17,3394 kW
ηol .η brc 0,96.0,99

Pdc =

PI
17,3394
=
=¿18,2520 kW
ηol .η đai 0,95.0,99

Số vòng quay tren các trục
ndc = 2930 vg/ph

5



nI =
nII =

n dc 2930
=
=¿ 1176,7068 vg/ph
uđai 2,49

n I 1176,7068
=
= 420,2524 vg/ph
ubrc
2,8

nIII =

nII
=¿ 118,3810 vg/ph
ubrt

Momen xoắn các trục
Tdc=

9550.18,252 9550.18,252
=
=59,4903 Nm
ndc
2930

T1 =


9550.17,3394 9550.17,3394
=
nI
1176,7068 = 140,7243 Nm

TII =

9550.16,4794 9550.16,4794
=
=¿ 374,4851 Nm
n II
420,2524

TIII =

9550.15,8251 9550. 15,8251
=
=¿ 1276,6382 Nm
n III
118,3810
T CT =

9550.15,3535
=1238,5934 Nm
118,3810

Bảng 2 đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động
Thơng số trục


Động cơ

I

II

III

Cơng tác

Cơng suất

18,252

17,3394

16,4794

15,8251

15,3535

Tỷ số truyền

2,49

2,8

3,55


Momen xoắn

59,4903

140,7243

374,4851

1276,6382

1238,5934

Số vịng quay

2930

1176,7068

420,2524

118,3810

118,3810

Phần hai:
TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Thông số ban đầu:
- Công suất truyền đến P = 18,252 kW
- Số vòng quay: n dc=2930 vg/ ph


6


- Tỉ số truyền: u = 2,49

2.2. Tính tốn thiết kế bộ truyền đai:
Theo đề bài thì dạng đai là đai dẹt và vật liệu đai ta chọn theo điều kiện làm việc là vải
cao su.
d 1=( 1100÷ 1300 )

√
3

P1
=202,3983 ÷239,198 , mm
n1

Ta chọn theo tiêu chuẩn d1 = 225 mm.
Tính vận tốc
v1 =

π d 1 n1
=34,5183 m/s
60000

Phù hợp do vmax = 40 m/s trong bộ truyền đai dẹt.
Chọn hệ số trượt tương đối ξ=0,01. Đường kính d2 = d1(1-ξ ¿.u= 554,6475. Theo tiêu
chuẩn chọn d2 = 560 mm
Tỉ số truyền u theo công thức
u=


d2
d1 ( 1−ξ )

=2,514

Chênh lệch tỉ số truyền so với giá trị ban đầu là 0,965%.
Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện:
15m≥ a ≥1,5 ( d1 + d2 ) =1177,5(mm)
Chọn a = 1180 mm
Chiều dài Lmin của đai được chọn theo vận tốc v đai (m/s), từ điều kiện giới hạn số vòng
chạy của đai trong một giây
Lmin = 1000v/(3÷ 5 ¿=6903,66÷ 11506,1 (mm)
Tính chiều dài L dây đai theo công thức:
L = 2a +

π (d 1+ d 2) (d 2−d 1 )2
+
=3616,8516 mm
2
4a

Do không thỏa điều kiện giới hạn số vòng chạy của đai trong một giây nên ta chọn lại a =
2900 mm
Ta có:

7


L = 7042,7497 mm

Để nối đai ta tăng chiều dài đai L lên mộ tkhoảng 100÷400 mm, khi đó ta chọn L = 7200
mm (Thỏa điều kiện giới hạn số vòng chạy của đai trong một giây).
Kiểm tra lại số vòng chạy I của đai trong 1 giây:
v
i= =4,9013 s−1 < [ i ] =10 s−1−Đối với đai dẹt quay nhanh
L

Tính góc ơm đai α 1 của bánh đai nhỏ theo công thức:
α 1=π−

d 2−d 1
=3,0261 rad
a

Chọn trước chiều dày tiêu chuẩn của đai theo điều kiện:
d1
≥30
δ

Từ điều kiện ta chọn: δ =7,5 (Đai vải cao su có lớp lót)
Tính các hệ số C i :
Cv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
Cv = 1 – cv(0,01v2 – 1) = 1 – 0,03.(0,01.34,51832 – 1) = 0,6726
C α – Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai
C α =1−0,003 ( 180 o−α 1 )=1−0,003 ( 180o−173,3828 )=0,98

C0 = 1 do bộ truyền nằm ngang
Cr = 0,6 tải trọng va đạp nhẹ, làm việc ba ca
Ứng suất có ích cho phép [ σ t ] đối với bộ truyền đai dẹt:


[ σ t ]=[σ t ]0 . Cα .C v .C 0 .C r
Tra bảng 4.2, ta có [ σ t ] 0 = 2,17
Bánh đai được chế tạo bằng chất dẻo, [σ t ]0 tăng 20%
Làm việc trong mơi trường bụi và ẩm ướt thì [σ t ]0 giảm 20%
o [ σ t ] 0 = 2,17
o [ σ t ] = 0,858
Chiều rộng b của đai theo công thức:

8


b≥

1000 P1
1000.18,252
=
=82,1698
7,5.34,5183
.0,858
δv [ σ t ]

Theo tiêu chuẩn ta chọn b = 90 mm
Theo bảng 4.3 chọn chiều rộng bánh đai B = 100 mm
Lực căng đai ban đầu theo điều kiện:
F 0=[ σ 0 ] bδ =1,8.90 .7,5=1215 N

Lực tác dụng lên trục:
F r=2 F 0 sin

( α2 )=2425,95 N

1

Lực vịng có ích:
F t=

1000 P 1
=528,763 N
v1

Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
σ max=σ 1+ σ v +σ u1 =σ 0 +0,5 σ t +σ v + σ u 1=

F 0 Ft
δ
10
+
+ ρ v 2 .10−6 + E=1,8+ 0,3525+ 1200.34,51832 .10−6 + =6,95
bδ 2 bδ
d1
3

Thỏa điều kiện theo ứng suất cho phép:
σ max ≤ [ σ ]k =8 MPa– Đối với đai dẹt

Tuổi thọ đai xác định theo công thức:

Lh =

σr
σ max


m

( )

. 107

2.3600 .i

=135,4 giờ

Trong đó xích ma r = 6MPa i=4,9013 1/s; m = 5
Bảng 3: Các thông số bộ truyền đai dẹt, mm
Thông số
Dạng đai
Khoảng cách trục a, mm
Chiều dày đai δ , mm
Chiều rộng đai b, mm
Chiều dài đai L, mm
Góc ơm đai α , độ

Giá trị
Đai vải cao su có miếng lót
2900
7,5
90
7200
173,3828

9



Số vịng chạy đai trong 1 giây, 1/s
Đường kính bánh dẫn d1, mm
Đường kính bánh bị dẫn d2, mm
Ứngsu ất lớn nhất σ max, MPa
Lực căng đai bang đầu F0, N
Lực tác dụng lên trục Fr, N
Tuổi thọ đai tính bằng giờ, Lh

4,9013
225
560
6,9156
1215
2425,95

135,4

Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1

Tính Tốn Bộ Truyền Cấp Nhanh

Các thơng số ban đầu:
-


Cơng suất đầu vào: P = 17,3394 kW
Moment xoắn: 140,7243 Nm
Số vòng quay: 1176,7068 vg/ph
Tỉ số truyền: 2,8
Thời gian phục vụ: 4 năm

Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 320 ngày, một ca 8 giờ)
Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0,9T, t1 = 28s, t2 = 12s
1. Chọn vật liệu bánh răng và tính ứng suất cho phép
- Bánh dẫn: Thép 40Cr tôi cải thiện + tôi tần số cao HB = 486
- Bánh bị dẫn: Thép 40Cr tôi cải thiện HB = 419
2. Xác định ứng suất cho phép
-

Số chu kì làm việc cơ sở
NHO = 30HB2,4 , chu kỳ
 NHO1 = 30.4862,4 = 84148872,43
 NHO2 = 30.4192,4 = 58943362,87
Ứng suất tiếp xúc cho phép

10


Số chu kỳ làm việc tương đương:
Với bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc:
Ti 3
3
3
N HE=60 c ∑ (
) . ni . t i=60.1.1176,7068 . ( 1 .28+0,9 .12 )=2594497,289

T max

Ta có hệ số:
K HL=

√

mH

N HO
N HE

84148872,43
=1,7858
2594497,289
58943362,87
 K HL2= 6
=1,6829
2594497,289

√
√

 K HL1= 6

 Giá trị KHL đảm bảo điều kiện khơng có biến dạng dẻo bề mặt răng khi làm việc
Theo bảng 6.13 [7], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc
σ OHlim 1=17 HRC+ 200=17.51+200=1067 (MPa)
σ OHlim 1=17 HRC+ 200=17.45+200=965 (MPa)


Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ được xác định theo công thức:

[ σ H 1 ]=

σ OHlim1 .0,9 . K HL1 1067.0,9 .1,7858
=
=1429,0865 (MPa)
sH
1,2

[ σ H 2 ]=

σ OHlim2 .0,9. K HL2 965.0,9.1,6829
=
=1292,4727 (MPa)
sH
1,2

Do bộ truyền được bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), ta tính tốn thiết kế theo bộ bền tiếp
xúc
Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền bánh răng côn

[ σ H ]=Min {[ σ H 1 ] , [ σ H 2 ] }=1292,4727 (MPa)
Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψ be =0,285
Chọn sơ bộ hệ số tải trọng tính K H =K Hβ=1,4385 (ổ bi đỡ chặn) theo bảng 6.18 [7]
3. Xác định các thơng số hình học:
Tính tốn đường kính de1 theo công thức:

11



√

d e 1=950 3

mm

T 1 . K Hβ
2

0,85. ( 1−0,5ψ be ) ψ be u [ σ H ]

2

√

=950 3

140,7235.1,4385
=59,2795
2
0,85. ( 1−0,5.0,285 ) . 0,285.2,8.1292,4727 2

Chiều dài cơn ngồi Re xác định sơ bộ theo công thức:

√

Re =475. √ u2 +1 3

mm


T 1 . K Hβ
2

0,85. ( 1−ψ be ) ψ be u [ σ H ]

2

√

=475. √2,8 2+1 3

140,7235.1,4385
=99,4763
2
0,85. ( 1−0,285 ) . 0,285.2,8.1292,4727 2

Chọn số răng z1p theo bảng 5.10:
Ta có z1p = 18,6087 chọn z1p = 19
Do H1, H2 > 350HB => z1 = z1p = 19
 z2 = u.z1 = 50,4
Chọn z2 = 53
Từ đó ta tìm được gias trị me từ cơng thức:
de1 = me.z1 => me = 3,1199
Chọn theo tiêu chuẩn me = 5,5
z
z1

2
Tính toán lại tỷ số truyền u= =


53
=2,79
19

Sai số tỷ số truyền ∆ u=0,376 %
Xác định các góc mặt cơn chia δ 1 và δ 2 theo công thức:
δ 1=arctan

( 1u )=arctan( 2,791 )=19,72

δ 2=arctan ( u )=arctan ( 2,79 ) =70,28

Bảng 4 Thơng số hình học bộ truyền bánh răng
Thơng số hình học
Đường kính vịng chia
ngồi
Đường kính vịng chia
trung bình
Chiều dài cơn ngồi Re

Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn

Cơng thức và giá trị
de1 = mez1 = 104,5
de2 = mez2 = 291,5
dm1 = de1(1-0,5ψ be ¿= 89,6

dm2 = de2(1-0,5ψ be ¿= 249,96
Re=

de 1
=¿154,85
2sin δ 1

12


de 2
=154,83
2sin δ 2
b = Reψ be=44,13

Chiều dài côn trung bình Rm

Rm=

Chiều rộng vành răng b
Xác định mơđun vịng trung bình mm theo cơng thức:
dm1 = mmz1
 mm = 4,7 Chọn mm = 5

Tính vận tốc vịng v theo đường kính vịng chia trung bình
v=

π d m 1 n π .89,6 .1176,7068
=
=5,52 m/s

60000
60000

Chọn cáp chính xác bộ truyền theo bảng 6.3 [7] là 7
Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền theo các công thức:
2.T 1 . 103 2.140,7235.103
F t 1=
=
=3141,15
dm1
89,6
F n1 =

F t 1 3141,15
=
=3342,742
cosα cos 20o

F r 1=F t 1 . tanαcos δ 1=1076,2347
F a 1=Ft 1 . tanαsin δ 1=385,772

Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có hướng ngược lại, do đó:
F a 2=Fr 1 ; F r 2=F a 1 ; F t 1=F t 2

4. Kiểm nghiệm bánh rang:
Chọn hệ số tải trọng động KHV và KFV theo bảng 6.18 [7]
Ta có:
KHV = KFV = 1,055
Ứng suất tính tốn σ H trên vùng ăn khớp theo công thức
σ H =Z H Z M . Z ε


√

2.T 1 . 103 . K H . √u2 +1
0,85 d 2m 1 bu

≤[σ H ]

ZM = 196 MPa1/2
Z ε = 0,78

13


(

ε α = 1,88−3,2

( z1 ± z1 )) cosβ=1,65
1

2

ZH = 2,5 Cặp bánh răng dịch chỉnh đều x1 +- x2 = 0 => aw = 20o
K H =K Hβ . K HV =1,055.1,4385=1,5176

 σ H =469,1459< [ σ H ] =1292,4727
 Thỏa điều kiện bền tiếp xúc
Xác định số răng zv1 và zv2
z v 1=


z1
19
=
=20,184
cos δ 1 cos 19,72

z v 2=

z2
53
=
=157,072
cos δ 2 cos 70,28

Hệ số dịch chỉnh răng:
xe1 = 2,6u0,14z1-0,67 = 2,6.2,790,14.19-0,67 = 0,42
Từ bảng 5.12, ta chọn xe1 = 0,43 và xe2 = - 0,43
Y F 1=3,47+

13,2 27,9 x 1
−
+ 0,092 x 21=3,5466
zv 1
zv 1

Y F 2=3,47+

13,2 27,9 x 2
−

+ 0,092 x 22=3,6474
zv 2
zv 2

Ứng suất uốn cho phép:
[σ ¿¿ F]=

σ OFlim K FC
K FL ¿
sF

Với mF = 9
N FE=60 c ∑

Ti 9
. ni . t i=¿ 60.1.1176,7068 . ( 1 9 .28+0,9 9 .12 )=2305101,257¿
T max

( )

NFO = 5.106
K FL=

√

mF

N FO
=1,0898
N FE


 [σ ¿¿ F]=311,3714 ¿
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng

14


-

[σ ¿¿ F ]
=87,794 ¿
Y F1
[σ ¿¿ F ]
=85,368 ¿
Bánh bị dẫn: Y
F2

Bánh dẫn:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:
Ứng suất uốn tính tốn theo cơng thức:
σ F2=

Y F2 . Ft . K F
0,85 b w . m m

K Fβ =1+ ( K Hβ−1 ) 1,5=1+ ( 1,4385−1 ) 1,5=1,66
K F=K Fβ . K FV =1,66.1,055=1,7513

 σ F 1=


3,6474.3141,15 .1,7513
=106,9818<[σ ¿¿ F ]¿
0,85.44,13 .5

 Thỏa mãn điều kiện bền ứng suất uốn.
Đường kính vịng ngồi banhs răng với răng thẳng:
d ae 1=d e1 +2 ( 1+ x e1 ) me cos δ 1=119,3
d ae 2=d e 2+2 ( 1+ x e 2) me cos δ 2=293,6

Bảng 5 Kết quả tính tốn thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng côn
Thông số
Chiều dài cơn ngồi
Re, mm
Mơ đun vịng chia
ngồi me, mm
Dạng răng
Chiều rộng vành
răng b, mm
Số răng:
Bánh dẫn z1
Bánh bị dẫn z2
Góc mặt cơn chia:

Tính tốn thiết kế
Giá trị
Thơng số
154,85
Đường kính vịng
chia ngồi:

Bánh dẫn de1, mm
5,5
Bánh bị dẫn de2,
mm
Thẳng
Đường kính vịng
đỉnh:
44,13
Bánh dẫn dae1, mm
Bánh bị dẫn dae2,
mm
Đường kính vịng
19
đáy:
53
Bánh dẫn dfe1, mm
Bánh bị dẫn dfe2,
mm
Đường kính vịng

Giá trị
104,5
291,5

119,3
293,6
89,7
289,4

15



Bánh dẫn δ 1, độ
Bánh bị dẫn δ 2, độ

19,72
70,28

Lực tác dụng bánh
dẫn:
Lực hướng tâm Fr1

1076,2347

Lực vòng Ft1
Lục dọc trục Fa1
Thông số
Ứng suất tiếp xúc
σ H , MPa
Ứng suất uốn σ F 2

3.2

chia trung bình:
Bánh dẫn d1, mm
Bánh bị dẫn d2, mm
Lực tác dụng bánh
bị dẫn:
Lực hướng tâm Fr2


3141,15
Lực vòng Ft2
385,772
Lực dọc trục Fa2
Tính tốn kiểm nghiệm
Giá trị cho phép
Giá trị tính tốn

89,6
249,96
385,772
3141,15
1076,2347

1292,4727

469,1459

Nhận xét
Thỏa mãn

311,3714

106,9818

Thỏa mãn

. Tính tốn bộ truyền cấp chậm:

Các thông số ban đầu:

-

Công suất đầu vào P = 16,4794 kW
Moment xoắn: 374,4851 Nm
Số vòng quay: 420,2524 vg/ph
Tỉ số truyền: 3,55
Thời gian phục vụ: 4 năm

- Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 320 ngày, một ca 8 giờ)
- Chế độ tải: T1 = T, T2 = 0,9T, t1 = 28s, t2 = 12s
1. Chọn vật liệu:
Bánh nhỏ: Thép 40Cr, tôi cải thiện + tôi tần số cao, 51HRC
Bánh bị dẫn: Thép 40Cr, tôi cải thiện, 45HRC
2. Xác định ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc cơ sở:
NHO = 30HB2,4 , chu kỳ
 NHO1 = 30.4862,4 = 84148872,43
 NHO2 = 30.4192,4 = 58943362,87
Ứng suất tiếp xúc cho phép

16


Số chu kỳ làm việc tương đương:
Với bộ truyền làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc:
Ti 3
3
3
N HE=60 c ∑ (
) . ni . t i=60.1.420,2524 . ( 1 .28+0,9 .12 )=926606,1117

T max

Ta có hệ số:
K HL=

√

mH

N HO
N HE

84148872,43
=2,12
926606,1117
58943362,87
 K HL2= 6
=1,998
926606,1117

√
√

 K HL1= 6

 Giá trị KHL đảm bảo điều kiện khơng có biến dạng dẻo bề mặt răng khi làm việc
Theo bảng 6.13 [7], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc
σ OHlim 1=17 HRC+ 200=17.51+200=1067 (MPa)
σ OHlim 1=17 HRC+ 200=17.45+200=965 (MPa)


Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ được xác định theo công thức:

[ σ H 1 ]=
[ σ H 2 ]=

σ OHlim1 .0,9 . K HL1 1067.0,9 .2,12
=
=1696,53(MPa)
sH
1,2

σ OHlim2 .0,9. K HL2 965.0,9.1,998
=
=1446,0525 (MPa)
sH
1,2

Do bộ truyền được bôi trơn tốt (hộp giảm tốc kín), ta tính tốn thiết kế theo bộ bền
tiếp xúc
Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
[σ ¿¿ H ]= √0,5 ¿ ¿ ¿ (MPa)

3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
Theo bảng 6.15 [7] do bánh răng nằm khơng đối xứng các ổ trục nên ψ ba=0,2 ÷ 0,25
, chọn ψ ba=0,2theo tiêu chuẩn. Khi đó:
ψ bd =

ψ ba (u +1 )
=0,455
2


Theo bảng 5.5, ta chọn K H =K Hβ=1+0,275 ψ bd =1,1251

17


Khoảng cách trục:
a w =430 ( u+1 )

√
3

T 1 K Hβ
¿
ψ ba ¿ ¿

Theo tiêu chuẩn, ta chọn aw = 200 mm
Mơđun răng mn = (0,016 ÷ 0,0315 ¿ aw =3,2 ÷ 6,3 mm
Theo tiêu chuẩn, ta chọn mn = 4 mm
Từ điều kiện 20o ≥ β ≥ 8o
Suy ra:
2 aw cos 8o
2 a w cos 20o
≥ z1 ≥
mn ( u+1 )
mn ( u+1 )

 21,76 ≥ z1 ≥20,6526
Ta chọn z1 = 21 răng, suy ra số răng bánh bị dẫn:
z2 = 21.3,55=74,55

Chọn z2 = 75 răng
Tính tốn tỉ số truyền
u=

z 2 75
= =3,5714
z 1 21

Sai số ∆ u=0,603 %
Góc nghiêng răng:
β=arccos

m ( z 2 + z 1)
4. ( 75+21 )
o
=arccos
=16,26
2 aw
2.200

Bảng 6. Các thơng số hình học của bộ truyền theo các cơng thức:
Thơng số hình học
Đường kính vịng chia
Đường kính vịng đỉnh
Đường kính vịng đáy
Chiều rộng vành răng

Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Bánh dẫn

Bánh bị dẫn
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn
Bánh dẫn
Bánh bị dẫn

Công thức và giá trị
d1 = mz1/cos β = 87,5
d2 = mz2/cos β =312,5
da1 = d1 + 2m = 95,5
da2 = d2 + 2m = 320,5
df1 = d1 – 2,5m = 77,5
df2 = d2 – 2,5m = 302,5
b1 = b2 + 6 = 46
b2 = ψ ba a = 40

18


Vận tốc vòng bánh răng:
v=

π d 1 n1 π .87,5.420,2524
=
=1,9254 m/s
60000
60000

Theo bảng 6.3[7] ta chọn cấp chính xác 9 với vgh = 6 m/s
Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền (N):

3
10 3 2 T 1 10 cosβ
=
=8559,6683
Lực vòng: F t 1=F t 2=2 T 1
dt 1
m z1

Lực hướng tâm: F r 1=

F t 1 . tan anw
8559,6683. tan 20o
=F r 2=
=3245,2721
cosβ
cos 16,26 o

Lực dọc trục: F a 1=Ft 1 . tanβ=F a 2=8559,6683. tan 16,26o =2496,5367
4. Kiểm nghiệm bánh răng:
Theo bảng 6.5 [7], ta chọn hệ số tải trọng động
KHV =1,0624 = KFV
Theo bảng 6.11 [7] ta chọn hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng
K Hα =1,1231

Với ncx = 9 thì K Fα =1
Suy ra: K H =K Hβ . K HV . K Hα =1,1251.1,0624 .1,1231=1,3424
Ta có:
ZM = 190 MPa1/2 do vật liệu là thép
ZH là hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:
4. cosβ

4. cos 16,26o
ZH=
=
=2,4442
sin 2a tw
sin 2.20
Z ε=

√
√

√

1
=
εα

√

1
=0,7863
1 1
(1,88−3,2( + )) cosβ
z1 z2

Xác định ứng suất tính tốn trên vùng ăn khớp:
σ H =Z M Z H Z ε

√


F t 1 K H ( u+ 1 )
8559,6683.1,3424 . ( 3,5714 +1 )
=190.2,4442 .0,7863 .
=748,5476<[σ
d w 1 bw .u
87,5.40 .3,5714

√

19


 Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
Số răng tương đương:
z v 1=
z v 2=

d1
mn cosβ

2

=

87,5
=23,7358
4. cos ( 16,26 )2

2


=

312,5
=87,7709
4. cos ( 16,26 )2

d2
m n cosβ

Hệ số dịch chỉnh, ta chọn theo bảng 5.8: x1 = 0,3 và x2 = - 0,3
Các hệ số
Y F 1=3,47+

13,2 27,9 x 1
2
−
+ 0,092 x 1=3,6818
zv 1
zv 1

Y F 2=3,47+

13,2 27,9 x
−
+ 0,092 x 2=3,724
zv 2
z v2

Ứng suất uốn cho phép:
[σ ¿¿ F]=


σ OFlim K FC
K FL ¿
sF

Với mF = 9
N FE=60 c ∑

Ti 9
. ni . t i=¿ 60.1.420,2524 . ( 19 .28+0,9 9 .12 )=823250,393¿
T max

( )

NFO = 5.106
K FL=

√

mF

N FO
=1,222
N FE

 [σ ¿¿ F]=349,1429 ¿
Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng
-

[σ ¿¿ F ]

=94,829 ¿
Y F1
[σ ¿¿ F ]
=93,7548 ¿
Bánh bị dẫn: Y
F2

Bánh dẫn:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn:
Ứng suất uốn tính tốn theo cơng thức:

20


σ F2=

Y F2 . Ft . K F . Y ε . Y β
bw . mn

Với ncx = 9 thì K Fα =1
Tra bảng 6.4 [7] với ψ bd =

ψ ba (u+1)
=0,4556
2

K Fβ=1,2278
K F=K Fα . K Fβ . K FV =1.1,2278 .1,0624=1,3044
Y ε=


1
=
εa

ε β =b .

1
=0,6182
1 1
(1,88−3,2( + ))cosβ
z1 z2

sinβ
=0,89
π .m

Y β=1−

εβ β
=0,8794
120

 σ F 2 =141,277<[σ ¿¿ F ]¿
 Thỏa mãn điều kiện bền ứng suất uốn.
Bảng 7. Kết quả tính tốn thiết kế và kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ răng
nghiêng
Thông số
Vật liệu
Khoảng cách trục

aw, mm
Mô đun m, mm
Dạng răng

Chiều rộng vành
răng:
Bánh dẫn b1, mm
Bánh bị dẫn b2,
mm
Số răng:
Bánh dẫn z1
Bánh bị dẫn z2

Tính tốn thiết kế
Giá trị
Thơng số
Thép 40Cr
200
Góc nghiêng răng
β , độ
4
Đường kính vịng
chia
Răng nghiêng
Bánh dẫn d1, mm
Bánh bị dẫn d2,
mm
Đường kính vịng
đỉnh:
46

Bánh dẫn da1, mm
40
Bánh bị dẫn da2,
mm
Đường kính vịng
21
đáy:
75
Bánh dẫn df1, mm
Bánh bị dẫn df2,

Giá trị
16,26

87,5
312,5

95,5
320,5

77,5
302,5

21


Lực tác dụng:
Lực hướng tâm Fr
Lực tiếp tuyến Ft
Lực dọc trục Fa

Thông số
Ứng suất tiếp xúc
σ H , MPa
Ứng suất uốn σ F 2

3245,2721
8559,6683

mm
Mơmen xoắn T1,
Nm
Vận tốc vịng của
bánh răng

2496,5367
Tính tốn kiểm nghiệm
Giá trị cho phép
Giá trị tính tốn

374,4851
420,2524

1576,2744

748,5476

Nhận xét
Thỏa mãn

349,1429


141,277

Thỏa mãn

Phần bốn:

KIỂM TRA BƠI TRƠN NGÂM DẦU
Điều kiện bơi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ :
- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu.
- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng hr và tối thiểu là
10mm.
- Mức cao nhất của dầu không vượt quá R mỗi bánh răng.
- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: hmax ÷ hmin - 10...15mm .
Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc hai cấp
1
1
H= d a2 −h2−( 10. .15 ) > d a 4 với h2=20,77 mm> 10 mm
2
3

Ta có:
da2 = 293,6 mm: Đường kính vịng chia ngồi của bánh bị dẫn
da4 = 320,5 mm: Đường kính vịng đỉnh bánh bị dẫn
1
2

1
3


 H= .293,6−20,77−( 10..15 ) =129,3547..124,3547> .320,5=106,83 mm
 Thỏa mãn điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc hai cấp

22


Phần năm:

THIẾT KẾ TRỤC
4.1.

Chọn sơ bộ

Chọn sơ bộ ứng suất xoắn cho phép [ τ ]=25 MPa
Bảng 7. Các kích thước chủ yếu các đoạn trục
Bậc trục với kích
thước d, l
1
2
1- Vị trí d0
lắp
chi
tiết
quay
bộ
truyề
n
ngồi
hoặc
nối

trục

l1

Trục dẫn lắp bánh
răng cơn
3
d 0=10

√
3

Trục trung gian

Trục cấp chậm

4

5

16 T 1
16.140,72433 16 T 2
16. 374,4851
3 16 T 3
16.1276,6382
=10 3
d 0=10 =30,6=10 3
d 0=10 =50,28
=10 3
=63,8

π .25
π .15
π .25
π [τ]
π [τ ]
π [τ ]

Chọn d0 = 36 mm

√

Chiều dài đoạn đầu
trục chọn sơ bộ như
sau:
l1 = (1,2…1,5)d0 =
38,4..48 mm – lắp
bánh đai;
Do bề rộng đai b =
90 mm. Ta chọn l1 =
90 mm

√

Chọn d0 = 50 mm

√

√

√


Chọn d0 = 70 mm

Chiều dài đoạn đầu
trục chọn sơ bộ như
sau:
l1 = (1,0…1,5)d0 =
70..105 mm – lắp nối
trục;
Chọn l1 = 80 mm

23


2- Vị trí
lắp
vịng
chắn
dầu

d2 d2 = d0 + 2t = 43
Chọn d2 = 45
vị trí lắp vịng chắn
dầu

l2
3- Lắp
bánh
răng


d3

l3
4- Vị trí
lắp ổ

5- Ren

d = d0 + 2t = 58
Chọn d = 60 mm

l2 = 0,6d2 = 27
Vị trí lắp vịng chắn
dầu
d3 = d2 + 3,2r = 53
Chọn d3 = 55
có thể d3 < dfe1

d = d0 + 2t = 79,2
Chọn d = 80

l2 = 1,25d = 100 mm
d3 = 70 mm

d3 = d + 3,2r = 91,2
mm
Chọn d3 = 95 mm

Được xác định khi phác thảo kết cấu


d4 d4 = d5 + (2..4) =
47..49
Chọn d4 = 50

d4 = d = 60 mm

d4 = d = 80 mm

l4

l4 = B

l4 = T

d5

l4 được xác định khi
phác thảo
d5 chọn theo d2 = 45

l5

l5 = 0,4d2 = 18

l5 theo phác thảo

d5 = d3 + 3f’ = 106
mm
Chọn d5 = 105 mm


Chọn sơ bộ ổ lăn:
Trục I: Tra bảng phụ lục 2.11 (Trịnh Chất), ta chọn ổ đũa cơn cỡ trung, ký hiệu 7310
Kí
d,
hiệu mm
7310 50

D,
mm
110

D1,
mm
92

d1,
mm
76,5

B,
mm
27

C1,
T,
r,
mm mm mm
23 29,25
3


r1,
C,
C0,
α (°)
mm
kN
kN
1
11,67 96,6 75,9

Trục II: Tra bảng phụ lục 2.11 (Trịnh Chất), ta chọn ổ bi cỡ trung, ký hiệu 312
Kí hiệu

d, mm

D, mm

B, mm

r, mm

312

60

130

31

3,5


Đường
kính bi,
mm
22,23

C, kN

C0, kN

64,1

49,4

24


Trục III: Tra bảng phụ lục 2.11 (Trịnh Chất), ta chọn ổ bi cỡ trung, ký hiệu 316
Kí hiệu

d, mm

D, mm

B, mm

r, mm

316


80

170

39

3,5

Đường
kính bi,
mm
28,58

C, kN

C0, kN

96,5

71,7

Phác thảo kết cấu các trục
Khoảng cách giữa các ổ trong trục trung gian hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai
cấp:
L = b2 + b3 + 3e1 + e2 + w
Trong đó: b2 = (1..1,5)d2 = 50…75 = 50 mm: Chiều rộng may ơ bánh răng trụ
b3 = (1,2…1,5)d2 = 60…75 = 60 mm: Chiều rộng may ơ bánh răng côn
w = 65 mm theo bảng 8.2
Chọn sơ bộ e1 = 12 mm và e2 = 8 mm
 L = 219 mm

Chọn sơ đồ lắp ổ lăn theo kiểu chữ X. Do góc nghiêng α đường tâm con lăn với
trục nên vị trí đặt phản lực không theo điểm giữa chiều rộng vành răng mà tại vị trí
có khoảng cách a cách mặt đầu ổ lăn:
T (d + D) e
a= +
=25(mm)
2
6

Trong đó: d, D, T, e tương ứng đường kính vịng trong, vịng ngồi, chiều dài ổ và
hệ số tải trọng dọc trục
Định khoảng cách L3 giữa vị trí điểm giữa chiều rộng b vành răng và điểm 2 đặt
phản lực: L3 = 75,5 mm
Khoảng cách giữa 2 điểm đặt lực L2 = 75,68 mm và L1 = 67,8 mm
Chiều dài đoạn công xôn f = (1,9…2,2)d = 140 mm
Chọn chiều daì may ơ theo công thức lmo = (1,2…1,5)d
lmo2 = (1,2…1,5)d = 60 mm
lmo4 = (1,2…1,5)d = 84 mm

25