MỞ ĐẦU !
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương
trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về
kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi
tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các
tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là
kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo
phôi,dung sai….
Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến
đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của
máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng
hoàn thành đồ án môn học này.
Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau:
_ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc.
_ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc.
_ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục.
_ Cách xác định thông số của then.
_ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các
chi tiết có liên quan.
_ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh
_ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia
truyền động
1
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :
η
ct
tdyc
P

m
i
ηηηηηη
==
∏
=
Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có :
x
η
= 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở.
kn
η
= 1 Hiệu suất khớp nối.
ol
η
= 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín.
br
η
= 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín.
⇒
η = 1 . 0,992
3
. 0,92 . 0,97 = 0,8711
⇒

722,1
8711,0
5,1
==
yc

trụ: U
sbh
= 4.
2
⇒
U
sb
= 4 . 2,0 = 8,0.
⇒
n
sb
= n
ct
.U
sb
= 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút).
Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : n
đb
= 750(vòng/phút).
1.3. Chọn động cơ.
Ta chọn động cơ thoả mãn : P
đc

≥
P
yc
(KW) ,
n
đc
≈ n

===
ct
dc
c
n
n
U

2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc :
Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : U
x
= 2,30.
⇒

.87,3
30,2
91,8
===
x
c
br
U
U
U
Vậy ta có: U
c
= 8,91.
U
x
= 2,30.

u
n
2
=
30,2
2,182
=79,2 (vòng/phút).
3.2 Công suất trên các trục
Công suất trên trục công tác: P
ct
=1,5 (KW).
Công suất trên trục II: P
2
=
xol
ct
P
ηη
.
=
992,0.92,0
5,1
=1,64 (KW).
Công suất trên trục I: P
1
=
brol
P
ηη
.

T
đc
= 9,55. 10
6
.
23299
705
72,1
.10.55,9
6
==
dc
dc
n
P
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục I:
T
1
=
23028
705
70,1
.10.55,9.
2
1
.10.55,9
6
1
1

181054
79,12
1,5
.9,55.10
n
P
6
ct
ct
==
(N.mm).
3.4 Bảng thông số động học.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:
4
Trục
Thông số
T.S truyền
Động cơ I II Công tác
1 3,87 2,30
n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2
P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50
T (N.mm) 23299 23028 85960 181054
PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY
I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH
Các thông số ban đầu:
P
2
=1,64 KW;
n
2

x
.Z
1
=2,3.25 = 57,5< > Z
max
=120.
Chọn Z
2
= 57 (răng).
1.3.Xác định bước xích p.
Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có:
P
t
= P.k.k
n.
.k
z
≤
[P].
Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P
2
=1,64 KW.
5
+k
n
:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là:
n
01
=200 (vòng/phút) → k
n

; trong đó:
k
đ
: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn k
đ
= 1,35.
k
0
: hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích
trùng với phương ngang. Nên k
0
= 1.
k
a
: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn
a = 38.p; suy ra k
a
= 1.
k
đc
: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong
các đĩa xích. Nên k
đc
= 1.
k
bt
: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi
trơn đạt yêu cầu nên chọn k
bt
=1,3.

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
6
a
*
=
( ) ( )
[ ]














−
−+−++−
2
12
2
2112
.25,05,0.25,0
π
ZZ

FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q
1
= 1,9 kg ;
Hệ số tải trọng động: k
đ
= 1,2
F
t
–lực vòng ;
v =
60000
11
PnZ
= 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s
F
t
=1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N
F
v
:lực căng do lực li tâm gây ra: F
v
= q.v

7
Đường kính vòng chia:
d
1
=
( ) ( )
1
19,05
151,99
sin 180 / sin 180 / 25
p
Z
= =
mm
d
2
=
( ) ( )
2
19,05
345,81
sin 180 / sin 180 / 57
p
Z
= =
mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
d
a1
= p.[0,5 + cotg(180/Z

( )
.
.

d
vddtr
kA
EFKFK
+
≤ [σ
H1
]
Trong đó:
[σ
H1
]- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [σ
H1
]=600
Mpa
Lực va đập : F
vd
= 13.10
-7
.n
1
.p
3
.m = 13.10
-7

σ
=530 MPa
⇒
σ
H1
<[σ
H
] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc .
Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng
của số răng đến đĩa xích K
r
=0,23 (vì Z
2
=57) Ta có:
8
Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc
1.7 Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thức (5.20):
F
r
= k
x
.F
t
; trong đó:
k
x
:hệ số xét đến tải trọng của xích
k
x

I
= 1,70 (KW)
T
1
= T
I
= 23028 (N.mm)
n
1
= n
I
= 705 (vòng/phút)
u = u
br
= 3,87
L
h
= 22000 (giờ)
2.1. Chọn vật liệu bánh răng:
Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB ≤ 350, bánh
răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có:
Với
)1510(
21
÷+≥
HBHB
Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: thường hoá
+Độ rắn: HB=170…217
+Chọn HB

+Giới hạn chảy:
1
450
ch
MPa
σ
=
2.2.Xác định ứng suất cho phép
2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
]
theo công thức 6.1 và 6.2:
HLxHvRH
H
H
KKZZS ).(][
lim
0
σσ
=
FLxFsRF
F
F
KKYYS ).(][
lim
0
σσ
=

H
, S
F
–hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ
động: S
H1
=1,1; S
F1
=1,75.
Bánh bị động: S
H2
=1,1; S
F2
=1,75.
lim
0
lim
0
;
FH
σσ
-Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở
Ta có
+Bánh chủ động:
)(47070200.270.2
1
lim
0
lim
0

2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
FF
====
σσ
.
K
HL
, K
FL
-hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng
của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4:

H
m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO

==
HO
N

.10.83,8190.30
64,2
2
==
HO
N
N
FO
=4.10
6
.
N
HE
, N
FE
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.
Do tải trọng tĩnh nên ta có:
11
N
HE
= N
FE
=60.c.n.
Σ
t
i

h
= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 10
7

Do:
N
HE1
= 930,6. 10
7
> N
HO1
= 9,99. 10
6
Suy ra K
HL1
= 1
N
HE2
= 24,2. 10
7
> N
HO2
= 8,83. 10
6
Suy ra K
HL2
= 1
N
FE1
= 930,6. 10

1F
σ
=360/1,75.1.1=205,7 MPa
][
2F
σ
=342/1,75.1.1=195,4 Mpa
Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra:

][
H
σ
=(
][
1H
σ
+
][
2H
σ
)/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa).
2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải

,max(.8,2][
1max chH
σσ
=

σ
ch2

.
).1.(
baH
H
aw
u
kT
uka
ψσ
β
+=

1
T
là mômen xoắn trên trục chủ động. T
1
= T
I
= 23028 (N.mm)

][
H
σ
- ứng suất tiếp xúc cho phép.
][
H
σ
= 418,2 ( MPa).
K
a,

H
K
= 1,03 ;
β
F
K
= 1,05
⇒

].[102
3,0.87,3.)2,418(
03,1.23028
).187,3.(43
3
2
mma
w
=+=
Chọn a
w
=105 (mm).
2.4 Xác định các thông số ăn khớp.
2.4.1.Xác định môđun pháp m:
m = (0,01
÷
0,02) a
w
= 1,05
÷
2,1

Số răng bánh lớn
13
12
.ZuZ =
=3,87.28=108,36 (răng)
Chọn Z
2
= 107 (răng)
Tỷ số truyền thực u
t
=: Z
2
/ Z
1
=107/28= 3,821
Sai lệch tỷ số truyền ∆U =
%27,1%100
87,3
87,3821,3
%100.
=
−
=
−
u
uu
t
.
Vì ∆U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.

cos
0
=






=








==
o
ttw
tg
arctg
tg
arctg
β
α
αα
Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ

- d
w1
= 166,44 (mm)
Vận tốc vòng của bánh răng:
v=πd
w1
n
1
/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s)
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp
chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9
+HB<350
+v= 1,6 (m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
14
K
Hv
= 1,02
K
Fv
= 1,055
Chọn : R
a
= 2,5 1,25 (µm)
⇒
Z
R
= 0,95.
HB<350 , v= 1,6 (m/s) <5 m/s; suy ra Z

= 1,03 ;
β
F
K
= 1,05(chọn ở mục 2.3).
2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Công thức 6.33:
].[

)1.( 2

2
1
1
H
wt
H
HMH
dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

tính theo công thức:
π
β
ε
β
.
sin.
1
m
b
w
=
; với b
w
là bề rộng vành răng.
.5,31105.3,0. ===
wbaw
ab
ψ
15
.177,1
.5,1
'2115sin.5,31
0
>==
π
ε
β
Khi đó theo công thức (6.36c):
α


−−=














−−=
zz
α
ε
.746,0
795,1
1
==→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc


Ta thấy
σ
H
<
][
H
σ
và(
][
H
σ
-

σ
H
).100%/
][
H
σ
=1%<10%
do vậy bánh răng đủ bền.
2.6 2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn .
Công thức :
[ ]
1
1
1.1
1

2

α
ε
ε
Y
(hệ số kể đén sự trùng khớp, với ε
α
là hệ số trùng khớp
ngang).
89,0
140
'2115
1
140
1
00
=−=−=
β
β
Y
(hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
21
,
FF
YY
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
.31
'2115cos
28
cos
033

Y
Y
F
K
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
FvFFF
KKKK
αβ
=
.
518,105,1.055,1.37,1
===
FvFFF
KKKK
αβ
Vậy:

][99,63
5.1.56,43.5,31
80,3.89,0.557,0.518,1.23028.2
1
MPa
F
==
σ
Và:

][62,60
80,3
60,3.99,63

σσσ
≤=
qt
k
- hệ số quá tải :
2,2
max
==
dn
qt
T
T
k
→
max max
375,48. 2,2 556,9 [ ] 1260[ ]
H H
MPa MPa
σ σ
= = ≤ =
Ứng suất uốn cực đại
1 1 1
max max
. 63,99.2,2 140,77[ ] [ ] 360[ ].
F F qt F
k MPa MPa
σ σ σ
= = = ≤ =
].272][][364,1332,2.62,60.
max2max

===
β
β
- Đường kính đỉnh răng :
mmmdd
mmmdd
a
a
44,1665,1.255,166.2
55,435,1.255,43.2
2
1
2
1
=+=+=
=+=+=
-Đường kính vòng cơ sở:
d
b1
=d
1
cosα=43,55.cos20
0
=40,92 mm
d
b2
=d
2
cosα=166,44.cos20
0

2
107 răng
Đường kính vòng chia d
1
43,55 mm
d
2
166,44 mm
Đường kính chân răng d
f1
39,8 mm
d
f2
162,8 mm
Đường kính vòng lăn d
w1
43,56 mm
d
w2
166,44 mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
46,55 mm
d
a2
169,44 mm
Đưòng kính cơ sở d
b1
40,92 mm
d

15
0
21’
III. CHỌN KHỚP NỐI
3.1. Mô men xoắn cần truyền.
T=T
đc
=23,299Nm;
Mômen tính T
t
=k.T=1,2.23,299=27,9588 Nm.
Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1)
Chọn k= 1,2
Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A112MA8Y3 ta có :
d
đc
= d
1
= 32 mm.
Đường kính trục cần tính: d
t
= d
đc
=32 mm
19
Tra bảng B16.10./68 với: T
t
=27,9588 Nm

<

34 mm
Đườgn kính của chốt đàn hồi d
c
14 mm
3.2. Chọn vật liệu:
Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi
bằng caosu.
ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]
d
=2 (N/mm
2
)
ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]
u
=60(N/mm
2
)
3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu:
[ ] [ ]
dd
cv
x
d
dlDZ
TK
σσσ
<==≤=
396,0
28.14.90.4
10.299,23.2,1.2

= 2.T/D
0
= 2.23299/ 90 = 517,76 N
Suy ra

F
kn
= 0,2.517,76= 103,55 N.
IV. TÍNH TRỤC
4.1. Tính sơ bộ đường kính trục
4.1.1. Chọn vật liệu.
Sử dụng thép C45, thường hoá, có HB = 170…217,
σ
b
= 600 Mpa, σ
b
= 340 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 30 Mpa
4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục

[ ]
3
0,2
k
ksb
T
d
τ
=
(mm)
-Trục I chọn [τ] = 15Mpa, T

10
=15mm.
-Chọn d
2sb
=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b
10
=19mm.
4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng
-Lực tác dụng lên bộ truyền xích: F
x
= 1300,65 N
-Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: F
kn
=103,55 N
-Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
F
t1
= F
t2
=
N 3,1057
43,56
2.23028
d
2T
1
1
=−=
w


sb
=>l
m13
=(1,2…
1,5)d
1
=(1,2…1,5)20=(24…30 ) mm
Chọn l
m13
= 30 mm
l
mx
=(1,2…1,5)d
2
=(1,2…1,5).30= (36…45) mm
Chọn l
mx
= 45 mm
-Chiều dài may ơ khớp nối:
l
m12
=(1,4…2,5)d
1
=(1,14…2,5).20= (28…50) mm
Chọn : l
m12
=45 mm
-Chiều dài may ơ bánh răng 2:
l
m12

= 0,5.(45 +15)+10+15=55=>l
12
=55mm
l
13
= 0,5.(l
m13
+b
01
)+k
1
+ k
2
=0,5.(30+15) +10+15= 47,5 mm
l
11
= 2.l
13
= 2.47,5= 95 mm
4.3.2. Với trục II
l
21
= l
11
=95 mm ;
l
23
= l
13
= 47,5 mm ;

F
k
R
x11
R
x10
R
y11
F
r1
F
a1
R
y10
R
y21
R
x21
F
a
F
r2
F
t2
R
x20
R
y20
F
x

R
y10
= F
r1
- R
y11
=413,57 – 273,33= 140,24 (N) >0 ; đúng chiều đã chọn
R
x11
=(F
t1
.(l
11
-l
13
)- F
k
.(l
12
+l
11
))/ l
11

= (1057,3.(95-47,5) – 103,55.(55+95))/95 = 365,15 (N) >0; đúng chiều
đã chọn.
R
x10
= F
t1

t
1
=4 mm
t
2
=2,8 mm
r
min
=0,16 mm
r
max
=0,25 mm
Chiều dài then bằng : l
t
=0,8. l
m22
= 0,8.45 = 36 mm
4.5.2.Tính chi tiết trục I
25