ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ
--- ooo ---

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ MÁY
Đề tài: Thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng

SVTH:Nguyễn Ngọc Tân
MSSV:101170324
Lớp SH:17CDT3
GVHD:Lê Hoài Nam


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 1


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA
KHOA CƠ KHÍ

CỘNG HỊA XÃ HÔI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập - Tự do - Hạnh phúc

ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ MÁY

Họ và tên sinh viên: Nguyễn Ngọc Tân
Lớp:

17CDT3

Tên đề tài:
THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp nón trụ dẫn động cơ cấu nâng với sơ đồ động như hình vẽ

1.
2.
3.
4.
5.

Động cơ
Bộ truyền đai dẹt
Hộp giảm tốc
Khớp nối
Tang

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 2


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
Số liệu cho trước:
1.
2.

3.
4.
5.
6.
7.

Lực kéo cáp: P= 2500 N
Vận tốc kéo cáp: v= 1.15 m/s
Đường kính tang: D= 320 mm
Đặc tính tải trọng: tải trọng thay đổi, rung động nhẹ
Thời gian phục vụ: T=7năm
Mỗi năm làm việc 245 ngày, mỗi ngày làm việc 16h
Làm việc hai chiều.

Nội dung đồ án:









Tính chọn cơng suất động cơ điện và phân phối tỷ số truyền
Thiết kế các bộ truyền
Thiết kế trục và tính then
Thiết kế gối đỡ trục
Tính chọn nối trục
Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết máy khác

Bơi trơn, che kín hộp giảm tốc
Lựa chọn kiểu lắp cho các mối ghép

Khối lượng đồ án:
 01 thuyết minh
 01 bản vẽ A0 vẽ lắp hộp giảm tốc

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 3


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hồng Văn Thạnh
LỜI NĨI ĐẦU

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp chúng ta kết hợp lại các kiến thức đã học
trong các môn Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí, Truyền động cơ khí, Chế tạo máy, …
và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Cơng việc thiết kế hộp
giảm tốc giúp chúng ta hiểu kỹ hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức
năng của các chi tiết cơ bản như bộ truyền bánh răng, bộ truyền đai, trục, ổ lăn,… Thêm
vào đó trong q trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ
với phần mềm AutoCad.
Đề tài được giao là thiết kế hệ thống dẫn động băng tải.
Với kiến thức cịn hạn hẹp, do đó sai sót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận
được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Hoàng Văn Thạnh và các bạn trong lớp đã giúp đỡ em rất
nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Sinh viên thực hiện


Dương Anh Đức

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 4


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
Mục lục
Trang
Phần 1: Tính tốn động cơ và phân phối tỉ số truyền

6

1.1. Tính chọn cơng suất động cơ

6

1.2. Phân phối tỉ số truyền

7

Phần 2 : Thiết kế bộ truyền đai dẹt

10

2.1 Thơng số đầu vào

10


2.2 Trình tự thiết kế

10

Phần 3 : Thiết kế bộ truyền bánh răng nón

13

3.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện

13

3.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất mỏi cho phép

13

3.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K

14

3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

14

3.5.Xác định chiều dài nón L

14

3.6. Tính vận tốc vịng v của bánh răng và chọn cấp chính xác


15

3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L

15

3.8. Xác định mơđun và số răng

15

3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

16

3.10. Kiểm tra sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột

16

3.11. Tính lực tác dụng

17

3.12. Các thơng số

17

Phần4: Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ
4.1. Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt

19

19

4.2. Định ứng suất cho phép

19

4.3. Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K=1,3

20

4.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

18

4.5. Tính khoảng cách trục A

20

4.6. Tính vận tốc vịng và cấp chính xác chế tạo bánh răng

20

4.7. Tính chính xác hệ số tải trọng K

20

4.8. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

21


SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 5


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
4.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

21

4.10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi bị quá tải đột ngột trong thời gian
ngắn
22
4.11. Lực tác dụng

22

4.12. Các thông số

22

4.13. Kiểm tra điều kiện bơi trơi của bánh răng

23

Phần 5: Tính tốn trục và then

25

5.1. Chọn vật liệu trục


25

5.2. Tính sơ bộ

25

5.3.Xác định khoảng cách giữa các gố đỡ và điểm đặt lực

25

5.4.Xác định lực tác dụng lên trục và tại các gối đỡ

27

5.5. Tính chính xác đường kính các đoạn trục

31

5.6. Tính mối ghép then

32

5.7. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

35

Phần 6: Thiết kế gối đỡ trục dùng ổ lăn
6.1. Chọn ổ lăn cho trục I


38
38

6.2. Chọn ổ lăn cho trục II

39

6.3. Chọn ổ lăn cho trục III

40

Phần 7: Nối trục đàn hồi
Phần 8: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết khác

42
43

8.1. Vật liệu làm hộp

43

8.2. Cấu trúc của vỏ hộp

43

8.3 Một số chi tiết khác

45

8.4. Bôi trơn hộp giảm tốc


48

8.4. Xác định và chọn kiểu lắp.

48

Tài liệu tham khảo

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

50

Trang 6


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Chọn động cơ điện
1.1.1. Tỉ số cường độ làm việc của động cơ
3
+15+10
t lv
60
%CĐ= 100 %=
=83,5 %>60 %
t ck
30
❑


(

)

t lv :thời gianlàm việc , t lv=t 1 +t 2+t 3
t ck :thời gian chu kì

-

Động cơ được chọn ở chế độ dài hạn và có tải trọng thay đổi
1.1.2. Cơng suất đẳng trị :
N đt =N tang=

M đt . n
(kW )
9550

với n làsố vịng quay trêntrục cơng tác

M đt là momen đẳng trị ( N . m)

M đt =

¿

√

√


3

∑ M k .t k
k=1

3

∑ tk

√

M 12 . t 1+ M 22 .t 2+ M 32 . t 3
t 1 +t 2+t 3

k=1

(1,3 M )2 .

với M =P. R=2500.

N tang =

=

3
+ M 2 .15+(0,3 M )2 .10
60
3
+15+10
60

320
. 10−3 =400 ( N .m ) → M đt =319,525 ( N . m )
2

M đt . n
=
9550

M đt .

60.1000 . v
60.1000 .1,15
319,525.
π.D
π .320
2,296 (kW )
=
=¿
9550
9550

1.1.3. Hiệu suất chung
η=ηbr 1 .η br 2 . ηđ .η ol 4 . η kn=0,841

Trong đó :

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 7



Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
- ηbr 1 = 0 , 96 hiệu suất bộ truyền bánh răng nón
- ηbr 2 =0,96 hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ
- ηđ =0,95 hiệu suất bộ truyền đaidẹp hở
- ηol =0,99 hiệu suất một cặp ổ lăn
- η kn=1 hiệu suất khớp nối
1.1.4. Công suất cần thiết trên trục động cơ
N=

N đt 2 , 296
=
=2,73 ( kW )
η
0,841

1.1.5. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Tỉ số truyền chung của hệ: i t=ihgt . ibtđ
Tra bảng 2.2 :
i hgt =(10÷ 25) : Tỷ số truyền hộp giảm tốc(chọn theo tiêu chuẩn);

Chọn

i btđ =(2 ÷ 4) : Tỷ số truyền bộ truyền đai dẹt
¿>i t =10.2=20

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb=i t .n=20.68,635=1372,71 (vòng/phút)
1.1.6. Chọn động cơ

{


P ≥P

Điều kiện : n đc ≈ n ct
đc
sb
=> Chọn kiểu động cơ điện có kí hiệu : A02(A0 π 2¿32-4 (phụ lục 2P[1])
Bảng 1.1, Chọn động cơ điện

Kiểu động cơ

Công suất
(kW)

A02(A0 π 2¿32-4

3

Ở tải trọng định mức
Vận tốc
(vòng/phút)
1430

Hiệu suất
83,5%

1.2. Phân phối tỉ số truyền
1.2.1. Tỉ số truyền chung
Tỉ số truyền chung: i=


ndc
ntang

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 8


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
n đc=¿ 1430 (vịng/phút);

Trong đó:

ntang =68,635 (vịng/phút).
1430
=20,835
68,635

¿>i=

Vớii=i đ . in . i c
Chọn trước: i đ =1,74=¿ ih=¿12
Chọn i c =3 ⇨ i n=4

1.2.2. Số vòng quay trên mỗi trục
n đc=1430(v/ph)
n1 =

n đc 1430
=

=822 (vg/ph)
i đ 1,74

n2 =

n 1 822
=
=205(vg/ph)
in
4

n3 =

n 2 205
=
=68 (vg/ph)
ic
3

1.2.3. Công suất trên mỗi trục
Trục động cơ: Ndc = 2,73(kW).
N I =N đc . ηđ . η ol =2 ,73 .0,95 .0,99=2,568 (kW)
N II =N I . η br1 η ol =2,568.0,96 .0,99=2,44 (kW)
N III=N II . η br2 . ηol =2,44.0,96 .0,99=2,32(kW)

1.2.4. Tính momen xoắn trên trục:
MI=

N I .9550 2,586 .9550
=

=29,835 ¿m)
n1
822

M II =

N II .9550 2,44 .9550
=
=113,668 ¿m)
n2
205

M III =

N III .9550 2,32 .9550
=
=325,824(N.m)
n3
68

M đc=

N đc .9550 2, 73 .9550
=
=18,232(N . m)
nđc
1430

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3


Trang 9


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 10


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
Bảng 1.2, Hệ thống các số liệu tính được
Động cơ

I

II

i

1,74

n (v/ph)

1430

822

205


68

N (kW)

2,73

2,568

2,44

2,32

M(N.m)

18,232 29,835

113,668

325,824

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

4

III
3

Trang 11



Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

PHẦN 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT
2.1.

Các thông số đầu vào.
Công suất trục động cơ: N đc =2,73( KW ).
Số vòng quay trục động cơ: n đc=1430 ¿vòng/phút).
Tỉ số truyền của bộ truyền đai: i đ =1,74

2.2. Các bước thiết kế.
2.2.1. Chọn loại đai : Đai vải cao su
2.2.2. Xác định đường kính bánh đai
Đường kính bánh nhỏ:

√

D1=(1100÷ 1300) 3

N1
2,73
=(1100÷1300) 3
=(136,5÷161,27)
n1
1430

√

Trong đó :


-

N 1 là cơng suất trên trục động cơ
n1 số vòng quay trong 1 phút của trục dẫn

Theo bảng 5-1 chọn D1 = 160mm
Kiểm nghiện vận tốc đai theo điều kiện :
v=

π d 1 n1 π .160 .1430
=
=12(m/s)<(25÷ 30 ¿ m/ s
60.1000
60.1000

Đường kính bánh lớn:
D2 =i đ D1(1-ξ )
Trong đó:
-

i đ :tỉ số truyền bộ truyền đai dẹt
D1:đường kính bánh đai nhỏ
ξ=0,01 hệ số trượt

Vậy đường kính bánh đai lớn :
D2=1,74.160.(1-0,01)=275,616(mm)
Chọn D2= 280theo bảng 5-1[1]
Số vòng quay thật 1 phút của bánh bị dẫn :

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3


Trang 12


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
n' 2=(1-ξ )

D1
160
. n1 =(1-0,01).
.1430=809 (v/ph)
280
D2

Sai số về số vòng quay so với yêu cầu:
∆n=

822−809
= 1,6%
822

2.2.3. Xácđịnh khoảng cách trục và chiều dài đai
Chiều dài tối thiểu của đai
Lmin=

v
umax

Trong đó umax =(3÷5)chọn umax =4
Lmin =


12.1000
=3000mm.
4

Khoảng cách trục A:
2 L−π (D2 + D1 )+ √([2 L−π (D2 + D1)]2 −8(D2−D 1 )2)
A=
8
A=2.3000−π ( 280+160 ) + √ ¿ ¿ ¿1152,8634mm

Kiểm nghiệm điều kiện: A≥2(160+280)=880mm
Chọn A =1152,68mm
Chiều dài đai:
π
π
( D2−D1 )2
( 280−160 )2
L= 2A + .¿) +
= 2.1152,68+ .¿)+
2
2
4A
4.1152,68

L = 3000(mm)
2.2.4. Kiểm nghiệm góc ôm trên bánh nhỏ
α 1 = 1800

−D2−D1 0

−280−160 0
.57 =1800
.57 =174 0>1500
1152,68
A

2.2.5. Xác định tiết diện đai:
Để hạn chế ứng suất uống và tăng ứng suất có ích cho phép của đai, chiều dày đai
δ

❑

được chọn theo tỉ số D1 sao cho

❑ ≤ ❑
D1 D1

[ ]

=¿ δ ≤

max

D 1 160
=
= 4 mm
40 40

1
Ta có : ❑ ≤ theo bảng (5-2 với đai vải cao su)

D1

¿> δ ≤

40

D1 160
=
= 4 mm
40 40

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 13


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
Theo bảng 5-3 chọn đai vải có độ dày 3,75mm.
Lấy ứng suất căng ban đầu σ 0=1,8N/mm2 theo trị số
[1]

D1 160
=
=42,667 tra bảng 5-5
❑ 3,75

Ta được [σ p ]0 = 2,25 N/mm2
Các hệ số:
-


c t =0,8 hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng , tra theo bảng 5-6[1]
c α =1−0,003 ( 180−α 1 )=1−0,003 (180−174 )=0,98hệ số xét đến ảnh hưởng của

góc ơm
-

c v =1−k v ( 0,01. v 2−1 )=0,98 hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc, trong đó k v
=0,04 đối với đai vải cao su,v=12(m/s )
c b=1
hệ số xét đến sự bố trí bộ truyền , tra theo bảng 5-9[1]

Chiều rộng b của đai;
P

1000.2,568

b≥ v σ c c c c ≥ 12 .4 .2,25.0,8 .0,98 .0,98 .1 =30,95mm
[ p ]0 t α v b
Chọn theo bảng 5-4[1] : b=40mm
2.2.6. Xác định chiều rộng B của bánh đai:
Tra bảng 5-10 [1]ta có B= 50 mm.
2.2.7. Tính lực căng và lực tác dụng lên trục
Lực căng S0 tính theo cơng thức
S0=σ 0 . δ . b=1,8.3,75 .40=270(N)

Lực tác dụng của trục
R=3 S 0 . sin

α1
174 0

=2.270 . sin
=539,26 (N)
2
2

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 14


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNGNÓN
3.1.

Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
Bánh nhỏ : Thép 50 thường hóatra bảng 3-8 có :
HB = 210 ,σ bk= 620 N/mm2 , σ ch = 320 N/mm2
Bánh lớn: Thép đúc thường hóa 45 π tra bảng 3-8 có :
HB = 170 ,σ bk = 550 N/mm2, σ ch = 320N/mm2

3.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất mỏi uống cho phép
3.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ ]tx = [σ ] N k ' N
0 tx

( cơng thức 3-1[1])

Trong đó:
-


[σ] N 0 tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm) khi bánh răng làm việc lâu
dài, theo bảng (3-9 tr.43)chọn [σ ] N =2,6HB
N 0 :số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, theo bảng 3-9 chọn N 0
=107;
0 tx

-

k ' N : Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,k ' N =

-

N td :số chu kì tương đương.

Trường hợp trọng tải thay đổi : N tđ =60. u. ∑

√
6

N0
(3-2 [1])
N td

Mi 2
. ni . T i (3-4[1])
M max

( )


Trong đó :
-

u : số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 lần quay
M i ,n i,T i : mômen xoắn , số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh
răng làm việc ở chế độ i
M max :mơmenxoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng

Số chu kì tương đương của bánh lớn

15
10
+0,32 . ) .205 .7 .245.1617,888 . 107> N 0 =107 mà N tđ 1 =i. N tđ 2 cũng
30
30
lớn hơn số chu kì cơ sở N 0 =107
N tđ 2 =60.1.(12 .

=>hệ số chu kì ứng suất k ' N của hai bánh răng đều bằng 1
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Ứng suất tiếp xúc của bánh 1:
[σ ]tx 1 = [σ ] N k ' N =2,6 (HB)= 2,6.210=546( N / mm 2)
0 tx

-

Ứng suất tiếp xúc của bánh 2:

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3


Trang 15


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
[σ ]tx 2= [σ ] N k ' N = 2,6 (HB)=2,6.170=442( N /mm 2)
0 tx

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ ]tx 2=442( N /mm 2)
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép
Theo cơng thức 3-6[1] ta có : [σ ]u =

σ −1 ”
.k
n.Kσ N

Trong đó:
-

-

n :hệ số an toàn n1=1,5,n2 =1,8
K σ :hệ số tập trung ứng suất ở chân răng đối với bánh răng bằng thép thường
thóa K σ =1,8
σ −1 giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng, đối với thép ta có: σ −1 = (0,4
÷ 0,45 ¿.σ bkvớibánh nhỏ: σ −1 = 0,43.620 = 266,6v(N/mm2)và bánh lớn: σ −1 =
0,43.550 = 236,5(N/mm2)
k ”N :hệ số chu kỳ ứng suất uốn , tính theo cơng thức :k ”N =

Trong đó :
- m:bằng 6 đối với thép thường hóa

- N 0:số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
-

N tđ =60. u. ∑

√

m

N0
N td

Mi 6
.n i . T i (3-8 [1])là số chu kì tương đương
M max

( )

Số chu kì tương đương bánh lớn N tđ 2 =

15
10
+ 0,36 . ) .205.7 .245 .16=16,884.107 > N 0=5.10 6mà N tđ 1 =i. N tđ 2 cũng lớn
30
30
hơn số chu kì cơ sở N 0 =107

60.1 .(16 .

3.3.


=>hệ số chu kì ứng suất uốn k ”N

của hai bánh răng đều bằng 1

Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [σ ]u1 =

266,6.1
= 98,7 (N/mm2)
1,5.1,8

Ứng suất uốn của bánh lớn: [σ ]u2 =

236,5.1
= 73 (N/mm2)
1,8.1,8

Sơ bộ lấy hệ số tải trọng
Chọn K = 1,3.

3.4.

Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
Bộ truyền bánh răng nón lấy ψ L =
nhỏ nên ta chọn chọn ψ L= 0,3

3.5.

b
trong khoảng 0,3 ÷0,33do bộ truyền chịu tải

L

Xác định chiều dài nón L:
Theo cơng thức 3-11[1], ta có:

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 16


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hồng Văn Thạnh

√

Trong đó: L ≥ √ i 2+1 . 3 [
-

L : Chiều dài côn

ψ L: hệ số chiều dài bánh răng. ψ L=0,3

i : tỉ số truyền. i = in = 4
n2: số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn. n2 = 205 v/ph
N : công suất của bộ truyền. N = 2,568 (kW)
K :Hệ số tải trọng. K = 1,3
[ σ ]tx = 442( N / mm 2)

√
3


Suy ra: L≥√ 4 2+ 1. [
3.6.

2
1,05. 106
K .N
] .
( 1−0,5 ψ L ) .i . [ σ ]tx 0,85. ψ L .n 2

2
1,05.10 6
1,3.2,568
].
≈122 (mm)
0,85.0,3.205
(1−0,5.0,3 ) .4 . 442

Tính vận tốc vịng vcủa bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc vịng của bánh răng nón theo công thức 3-18:
v=

2 π . L .(1−0,5ψ L ) .n 1 2. π .122(1−0,5.0,3).822
2

60.1000. √ i +1

=

60.1000 . √ 42 +1


=¿2,165(m/s)

Với vận tốc này chọn cấp chính xác 7( bảng 3-11)
3.7.

Xác định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L:
Hệ số tải trọng K được tính theo cơng thức 3-19[1]:
K = Ktt.Kđ
Trong đó:
-

Ktt :hệ số tập trung tải trọng đối với bộ truyền chịu tải trọng thay đổi ta
K ttbảng +1
b
i± 1
4 +1
, Ψ d=
=Ψ L
=0,3.
=¿0,75 trang bảng 3-12
2
d tb1
2
2
1,22+1
K tt=
=1,11
2

có K tt =


nên
-

Kđ: hệ số tải trọng độngtrabảng 3-13[1] ta có Kđ = 1,25.

K = Ktt.Kđ = 1,11.1,25 = 1,3875
Ta thấy rằng hệ số tải trọng K được tính chính xác sai lệch nhiều so với trị số đã
chọn sơ bộ (K=1,3) nên ta phải điều chỉnh lại khoảng chiều dài nónL theo cơng
thức:

√

L = Lsb.
3.8.

3

K
1,3875
= 122. 3
= 125(mm)
K sb
1,3

√

Xác định môđun và số răng
Môđun bánh răng:
m s = (0,02÷ 0,03 ¿. L= (0,02÷ 0,03 ¿.125 = (2,5÷ 3,75) (mm)


SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 17


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
Chọn ms =3(mm)
Số răng của bánh dẫn:
-

Số bánh răng nhỏ:
Z1 =

-

2.L
2.125
=
=20,21,chọn Z1 = 20răng
2
ms . √ i +1 3( √ 4 2+ 1)

Số bánh răng lớn:
Z2 = i. Z1 = 4.20 = 80 răng

Tính chính xác chiều dài nón :
L=0,5.m s.√ z 21 + z 22=0,5.3.√ 202 +802=123,7mm
Chiều rộng bánh răng:
b = ψ L.L = 0,3.123,7 = 37,11(mm) . Lấy b = 37 (mm)

Mơđun trung bình:
mtb = m s.
3.9.

( L−0,5 b )
(123,7−0,5.37 )
=3.
=2,55 ( mm )
L
123,7

Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Góc mặt nón lăn bánh nhỏ tính theo cơng thức trong bảng 3-5[1]:
1
i

tg(φ1)= =

1
=0,25=>φ1 = 14 0
4

Số răng tương đương của bánh nhỏ:
Ztđ1 =

Z1
20
=
= 21
cos φ1 cos 140


Góc mặt nón lăn bánh lớn:
tg(φ 2) = i = 4=>φ 2 = 760
Số răng tương đương của bánh lớn:
Ztđ2 =

Z2
80
=
= 330
cos φ2 cos 760

Theo bảng 3-18 và số răng tương đương ta tìm được hệ số dạng răng:
- Bánh nhỏ: y1 = 0,392
- Bánh lớn: y2 = 0,517
Theo công thức 3-35 bảng 3-16[1] ta có ứng suất sinh ra trong chân răng bánh
nhỏ:

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 18


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
19,1.106 . K . N
19,1.106 .1,3875 .2,586
σ u1=
=
= 52(N/mm2) < [σ ]u1
0,85. y . m tb❑2 . Z . n . b 0,85.0,392. 2,55❑2 .20 .822 .37


=98,7(N/mm2)

Ứng suất sinh ra trong chân răng bánh lớn:
σ u2 = σ u1 .

y1
0,392
= 52.
= 39,427 (N/mm2)
0,517
y2

< [σ ]u2 = 73(N/mm2)

3.10. Kiểm tra sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột trong thời gian ngắn
3.10.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép ( công thức 3-43)
Đối với thép có độ cứng HB ≤ 350:
[σ ]txqt = 2,5.[σ ]Notx (HB ≤ 350)
Đối với bánh 1:
[σ ]txqt1 = 2,5. [б]Notx1 = 2,5.2,6.HB= 2,5.546 = 1365 (N/mm2)
Đối với bánh 2:
[σ ]txqt2 = 2,5. [σ ]Notx2 = 2,5.2,6.HB=2,5.442 = 1105 (N/mm2)
Ứng suất tiếp xúc q tải: được tính theo cơng thức 3-15:
3/ 2
1,05.10 6
1,05. 106
2 ( i+1 ) ❑
.
K

.
N
σ tx =
.
=
.
( L−0,5. b ) .i
( 123,7−0,5.37 ) .4
0,85. b . n

√
2

3 /2

√

( 4+1 ) ❑ .1,3875 .2,586
0,85.37 .205

= 196,14(N/mm2) <[σ ]txqt2 = 1105 N/mm2
3.10.2.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Theo cơng thức 3-46 (HB≤350), ta có: [σ ]uqt = 0,8.σ ch
Trong đó σ ch – giới hạn chảy
-

Đối với bánh 1: [σ ]uqt1 = 0,8.320 = 256 (N/mm2)
Đối với bánh 2: [σ uqt2 = 0,8.320 = 256 (N/mm2)

Kiểm nghiệm sức bền uốn công thức 3-42: σ uqt = σ u.Kqt

Đối với bánh 1: σ uqt1 = σ u1.Kqt = 52.1,3 = 67,6(N/mm2) < [σ ]uqt1 = 256
(N/mm2)
- Đối với bánh 2: σ uqt2 = σ u2.Kqt = 39,43.1,3 = 51,25(N/mm2) < [σ ]uqt2 = 256
(N/mm2)
3.11. Tính lực tác dụng ( công thức 3-51[1])
-

Đối với bánh nhỏ:

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 19


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
2 M x1
9,55. 106 . N I 9,55.106 .2,568
3
=
=29,835.10
mà M x 1=
d tb1
n1
822

-

Lực vòng : P1=

-


N.mm
=> P1=1170N
Lực hướng tâm: Pr 1=P 1 . tgα . cos φ1=¿413,2N với góc ăn khớp α =200
Lực dọc trục : Pa 1=P1 .tg α . sin φ1=103,02N

Đối với bánh lớn :
- Lực vòng : P1=P2=1170N,
- Lực hướng tâm Pr 2=P a 1=103,02 N ,
- Lực dọc trục : Pa 2= Pr 1=413,3 N
3.12. Các thông số :

Bảng 3.1, Hệ thống các số liệu tính được
Tên thơng số

Cơng thức

Chiều dài nón
Modun trên mặt mút lớn

L=123,7(mm)
m s =¿3(mm)

Mơđun trung bình

m tb=2,55 (mm)

Chiều rộng bánh răng

b=37mm


Số răng 2 bánh

Z1 =20
Z2 =80

Góc mặt nón lăn(mặt nón chia)

1
i

tg(φ1)= =

1
=0,25 => φ1 = 14 0
4

tg(φ 2) = i = 4 =>φ 2= 760
Đường kính vịng lăn (vịng chia)

d 1=m s . Z 1=3.20=60(mm)
d 2=ms . Z 2=3.80=240(mm)

Đường kính vịng lăn trung bình

d tb 2

Đường kính vịng đỉnh(khi chiều cao đầu
răng h=ms ¿


SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

( bL )=51(mm)
b
=d ( 1−0,5 ) =204,1(mm)
L

d tb 1=d 1 1−0,5
2

D e 1=m s ( Z 1 +2 cos φ 1 ) =65,82(mm)
De 2=ms ( Z 2 +2 cos φ 2) =241,45(mm)

Trang 20


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hồng Văn Thạnh
Góc đầu răng∆ (khi chiều cao đầu
răng h' =ms ¿
Góc chân răng γ (khi chiều cao đầu
răng h=1,25 ms ¿
Góc mặt nón chân răng
Góc mặt nón đỉnh răng

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

ms
0
=1,39
L

1,25.m s
0
γ 1=γ 2=γ =arctg
=1,7364
L
φ i1=φ1−γ 1=12,2636 0
φ i2 =φ2−γ 1=74,227 0
φ e1=φ1+ ∆1=15,390
φ e2=φ2 +∆2 =77,350
∆ 1=∆ 2=∆=arctg

Trang 21


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh

PHẦN 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ
4.1.Chọn vật liệu bánh răng và cách nhiệt luyện
Bánh nhỏ : Thép 45 thường hóa tra bảng 3-8[1] có:
HB = 200 ,σ bk = 600N/mm2, σ ch = 300N/mm2
(phơi rèn,giả thuyết đường kính phơi dưới 100mm)
Bánh lớn: Thép 35 thường hóa tra bảng 3-8[1] có :
HB = 170 ,σ bk = 500 N/mm2 , σ ch = 260N/mm2
(phơi rèn,giả thuyết đường kính phơi 100mm÷ 300 mm)
4.2.Xác định ứng suất cho phép và ứng suất mỏi uống cho phép
4.2.1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
[σ ]tx = [σ ] N k ' N
0 tx

(3-1 [1])


Trong đó:
-

[σ] N 0 tx : Ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm) khi bánh răng làm việc lâu
dài, theo bảng (3-9 tr.43) chọn [σ ] N =2,6HB
N 0 :số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, theo bảng (3-9 [1])
chọn N 0 =107;
0 tx

-

k ' N : Hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,k ' N =

Trường hợp trọng tải thay đổi : N tđ =60. u. ∑
Số

chu

kì

tương

√
6

N0
(3-2 [1])
N td


Mi 2
. ni . T i (công thức 3-4 [1])
M max

( )

đương

của

bánh

lớn

15
10
N tđ 2 =60.1.(1 . +0,32 . ) .68 .7 .245.16=5,933. 107> N 0 =107 mà N tđ 1 =i. N tđ 2 cũng
30
30
lớn hơn số chu kì cơ sở N 0 =107
2

=>hệ số chu kì ứng suất k ' N của hai bánh răng đều bằng 1
-

Ứng suất tiếp xúc của bánh 1
[σ ]tx 1 = [σ ] N k ' N =2,6 (HB)= 2,6.200=520( N / mm 2)
0 tx

-


Ứng suất tiếp xúc của bánh 2:
[σ ]tx 2= [σ ] N k ' N = 2,6 (HB)=2,6.170=442( N /mm 2)
0 tx

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là [σ ]tx 2=442( N /mm 2)
4.2.2.Xác định ứng suất uốn cho phép

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 22


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hồng Văn Thạnh
Theo cơng thức 3-6[1] ta có : [σ ]u =

σ −1 ”
.k
n.Kσ N

Trong đó:
- n :hệ số an tồn n =1,5
- K σ : hệ số tập trung ứng suất ở chân răng đối với bánh răng bằng thép
thường hóa K σ =1,8
- σ −1:giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứngđối với thép ta có: σ −1 = (0,4
÷ 0,45 ¿.σ bkvớibánh nhỏ: σ −1 = 0,43.600 = 258( N /mm 2); bánh lớn: σ −1 =
0,43.500 = 215( N /mm 2)
-

k ”N


hệ số chu kỳ ứng suất uốn , tính theo cơng thức :k ”N =

đó:
-

√

m

N0
Trong
N td

m:bằng 6 đối với thép thường hóa
N 0:số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc
N tđ =60. u. ∑

-

Mi 6
.n i . T i (cơng thức 3-8[1]) số chu kì
M max

( )

tươngđương.
15
10
+ 0,36 . ).68.7 .245 .16=56.10 6> N 0=5. 106

30
30
7
N
=i.
N
N
mà tđ 1
tđ 2 cũng lớn hơn số chu kì cơ sở
0 =10
6
Số chu kì tương đương N tđ 2 =60.1 .(1 .

=>hệ số chu kì ứng suất uốn k ”N

của hai bánh răng đều bằng 1

Ứng suất uốn của bánh nhỏ: [σ ]u1 =

258.1
= 95,556(N/mm2)
1,5.1,8

Ứng suất uốn của bánh lớn: [σ ]u2 =

215.1
= 79,63 (N/mm2)
1,5.1,8

4.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng

Chọn K=1,3
4.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
b
A

Chọnψ A = =0,3
4.5.Tính khoảng cách trục A:
A ≥(i +1)

√(
3

2

2

6
3 1,05.10
1,05.106
K . N =>
1,3.2,32
.
A ≥(3+1).
.
ψ
.
n
442.3
0,3.68
[ σ ]tx . i

A
2

)

√(

)

A ≥ 181(mm), chọn A=182(mm)

4.6.Tính vận tốc vịng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 23


Đồ án Thiết kế máy GVHD: Hoàng Văn Thạnh
v=

π . d1 . n
2 π .182 .205
2π . A .n
=
(m/s) v=
= 0,977(m/s)
60.1000.(3+ 1)
60.1000 60.1000 .(i+1)


Với vận tốc trên ta chọn cấp chính xác 9.
4.7.Xác định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trụ A :
Hệ số tải trọng K được tính theo cơng thức 3-19[1]:
K = Ktt.Kđ
Trong đó:
-

Ktt:hệ số tập trung tải trọng đối với bộ truyền chịu tải trọng thay đổi ta
K ttbảng +1
b
i± 1
3+1
, Ψ d=
=Ψ A
=0,3.
=¿0,6 trang bảng 32
d tb1
2
2
1,16+1
12[1]nên K tt= 2 =1,08

có K tt =

-

Kđ:hệ số tải trọng độngtrabảng 3-13 ta dó Kđ = 1,1.

K = Ktt.Kđ = 1,08.1,11 = 1,2
Vì trị số K khác đi nhiều so với trị số sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục:


√

A = Asb.

3

K
1,2
= 182. 3
= 177,2(mm) Chọn A=178 mm
K sb
1,3

√

4.8.Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng.
Modun m=(0,01÷0,02).A=(1,78÷3,56)mm
Lấy m= 3 mm
Số răng bánh nhỏ:
Z1=

2. A
2.178
=
= 29,6667Chọn Z1=30 răng
m(i+1) 3(3+1)

Số răng bánh lớn:
Z2=i.Z1=3.30=90 răng

Chiều rộng bánh răng nhỏ b=Ψ A . A=0,3.178=53(mm)
Chiều rộng bánh răng lớn b’=b-5=48 (mm)
4.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Số răng tương đương của bánh nhỏ
Ztđ 1=Z1=30=¿ y 1=0,451

Số răng tương đương của bánh lớn
Ztđ 2=Z2 =90=¿ y 2 =0,511

SVTH: Dương Anh Đức – 17CDT3

Trang 24