Ph m V n cạ ă Đứ
LỜI NÓI ĐẦU
Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học
xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn
học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy.
Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ
sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết
máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành
cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện
đến cơ cấu chấp hành.
Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có
các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc
trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo,
dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương
đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược
điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi
tiết và khối lượng gia công tăng .
Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào
một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết
các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu
tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên
1
Ph m V n cạ ă Đứ
ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như
nghiên cứu và tính toán.
Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong
quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm,
những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện
các đề tài sau này.
Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô.
Đà Nẵng, ngày tháng năm 201

2,1.3525
.1000
PV
(Kw)
(1.1)
Ta chọn:
96,0
1
=
η
là hiệu suất bộ xích
98,0
2
=
η
là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ)
995,0
3
=
η
là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)
3
Ph m V n cạ ă Đứ
1
4
=
η
là hiệu suất khớp nối.
Ta được:
8856,0

Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này.
Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió
A02-42-4 có:
Công suất động cơ N
đm
= 5,5 Kw
Số vòng quay của động cơ n
đc
= 1450 vòng/phút
Hiệu suất động cơ η
đm
= 88%
Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg.
Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền
chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn
động.
Kiểm tra mômen khởi động của động cơ:
Ta có:
5,1=
dm
mm
M
M
Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động
cơ.
4
Ph m V n cạ ă Đứ
Mà ta có
4.1=
M

675
1000.60.2,1
1000.60.
==
ππ
D
V
t
vòng/phút
Vậy i =
647,42
34
1450
=
Ta có: i = i
ng
.i
t
= i
ng
.i
n
.i
c
Trong đó:
i
ng
tỷ số truyền của bộ truyền xích
i
t

. Chọn: i
x
=4 ;
⇒ i
ng
= i
x
=
cccn
iiii
i
.2,1
647,42
.
=
=4
98.2
4*2.1
647.42
==⇒
c
i
⇒ i
n
= 1.2*2.98 = 3.576

II.2.Công suất trên các trục:
KwNN
KwNN
KwNN

1
2
===
n
i
n
n
(vòng/phút)

136
98,2
48,405
2
3
===
c
i
n
n
(vòng/phút)
II.4.Tính momen xoắn cho mỗi trục:

)(029,351131
136
0004,51055,9
1055,9
)(864,102921
405
1281,51055,9
1055,9

M
Nmm
n
N
M
III
XIII
II
XII
I
XI
ct
ct
XâC
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
=
××
=
××
=
=

Ph m V n cạ ă Đứ
+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm
bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục
nên dùng nhỏ hơn 8m.
+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao
hơn .Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần
lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và
công suất như nhau.
+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác
nhau.
Nhựơc điểm:
+vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của
đĩa xích ít làm cho đĩa xích quay không đều.
+Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá
thành cao.
+Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt
và bộ truyền không được che kín.
+Truyền động xích có tiếng ồn
Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây:
+Mòn bản lề và răng đĩa xích.
+Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ.
+Các má xích bị đứt vì mỏi.
Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn.
9
Ph m V n cạ ă Đứ
Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế:
P=3525(N), N=4,23(kw), n
t
=34(vòng /phút), I
x

càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va
đập và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao.
10
Ph m V n cạ ă Đứ
Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra
trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ
hơn số vòng quay giới hạn.
Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng.
k=k
đ
.k
A
.k
o
.k
đc
k
b
.k
c
[S
I
,B6-6,T105].
Trong đó.
k
đ
-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Vì tải trọng rung
động nhẹ nên ta chọn k
đ
=1

k
c
-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm
việc 2ca nên k
c
=1,25
Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25
Công suất tính toán của bộ truyền xích.
11
Ph m V n cạ ă Đứ
N
t
=N.k.k
z
.k
n
. [S
I
,Ct6-7,T106].
N Công suất danh nghĩa N=
1000
2,1.3525
=4,23 (kw).
Hệ số răng của đĩa dẫn .
k
z
=
1
01
Z

bảng (6-1) ta có d
c
=7,95(mm),chiều dài ống B=24,13(mm) Diện tích
bản lề F= 179,7(mm
2
),khối lượng một mét xích
q =2,57(kg).
Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn n
gh
=1020(vòng/phút) .
Số dãy xích con lăn được xác định theo điều kiện.
x
≥
][N
Nt
=
4,11
39,8
=0,736 ta chọn xích ống con lăn một dãy nên ta lấy
x
≈
1.
4)Định khoảng cách trục A và số mắc xích.
Tính số mắc xích theo công thức.
12
Ph m V n cạ ă Đứ
X=
t
A2
+

2392−
)
2
.
1016
4,25
= 140,5 . Để tiện cho việc
lắp ghép ta lấy X=140.
Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.
u=
X
nZ
.15
.
11
=
140.15
136.23
= 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập
trong một giây.
Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn.










X
4
t
A

16,1009
14,3.2
2392
8
2
9223
140
2
9223
140
4
4,25
2
2
=











1
1
mm
Sin
Z
Sin
t
d
oo
c
===
− Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :
)(744
92
180
4,25
180
2
2
mm
Sin
Z
Sin
t
d
oo
c
===
6. Tính lực tác dụng lên trục :
n.t.Z

N
ntZ
Nk
PkR
t
t
===≈
14
Ph m V n cạ ă Đứ
Các thông số tính được.
+ Số răng đĩa xích.
Đĩa dẫn Z
1
=23(răng).
Đĩa bị dẫn Z
2
=92(răng).
+Bước xích t=25,4(mm).
+Số mắc xích X=140(mắc xích ).
+Khoảng cách trục A=1006(mm).
+Đường kính vòng chia.
Đĩa dẫn d
c1
=186,5(mm).
Đĩa bị dẫn d
c2
=744(mm).
+Lực tác dụng lên trục.
R=4342,635(N).
Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu

16
Ph m V n cạ ă Đứ
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷90) mm.
_Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:
σ
b
=500 N/mm
2
; σ
ch
= 260 N/mm
2
; HB = 170.
Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷300) mm.
III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:
N
tđ1
= 60 u Σ(M
i
/M
max
)
3
n
i
.T
i
(3.1)

=10
7
.
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
N
tđ2
= N
tđ1
/i
n
= 167,95.10
7
/ 3,576= 46,97.10
7
> N
o
17
Ph m V n cạ ă Đứ
Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’
N
của cả hai bánh răng đều bằng 1.
Theo bảng 3-9: [σ]
Notx
= 2,6.HB
[σ]
tx
= [σ]
Notx
. k’
N

tđ2
= 60.1.6,5.16.330.405.[1
6
.4/8 + (0,5)
6
.4/8]= 42,3.10
7
⇒ N
tđ1
= 3,576.42,3.10
7
= 151,3.10
7
.
Cả N
tđ1
và N
tđ2
> N
o
.
Với N
0
_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N
0
=5.10
6
.
Do đó k’’
N


= 1,8.
Bánh nhỏ: [σ]
u1
=
8,1.5,1
1.258.5,1
= 143,3 N/mm
2
.
Bánh lớn: [σ]
u2
=
8,1.5,1
215.5,1
= 119,4N/mm
2
.
III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:
Do ổ bố trí đối xứng
Có thể chọn sơ bộ k = 1,5
III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:
Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi.
Do vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ.
Vậy chọn ψ
A
= b/A = 0,3
III.1.5.Xác định khoảng cách trục:
3
2

-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc
của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn θ
’
= 1,2.
k_ hệ số tải trọng
n
2
=405(v/p)
σ
tx2
=442N/mm
2
mmA 66,132
405.2,1.3,0
3664,5.5,1
.
576,3.442
10.05,1
)1576,3(
3
2
6
1
=







Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :
k = k
tt
.k
đ.
(3.6)
k
tt
- hệ số tập trung tải trọng
k
đ
- hệ số tải trọng động.
Chiều rộng bánh răng: b = ψ
A
.A = 0,3. 135 = 40,5 mm.
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
mm
i
A
d 59
1576,3
135.2
1
.2
1
=
+
=
+
=

đ
= 1,015.1,4=1,421
20
Ph m V n cạ ă Đứ
k
sơbộ
=1.5. Vậy sai số ε
k
=
%5%5,5
421,1
421,15,1
>=
−
Như vậy lấy chính xác A = A
sơbộ
.
133
5,1
421,1
.135
3
3
==
sb
k
k
mm.(3.8)
Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8)
b=0,3.133=40mm

β
. (3.8)
Số răng bánh lớn:
Z
2
= Z
1
.i = 28.3,576 = 100
Tính chính xác góc nghiêng β:
cosβ =
984,0
130.2
2.128
.2
.
==
A
mZ
nt
(3.10)
Vậy β = 10
o
3
/
Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:
b = 40mm
21
Ph m V n cạ ă Đứ
kiểm tra điều kiện (3.7) :b>
mm

1
= 0,451
y
2
= 0,517
Lấy θ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn
của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng.
Đối với bánh răng nhỏ:

2
2
6
11
2
1
6
1
/98,34
5,1.40.1450.28.2.451,0
3664,5.5,1.10.1,19
''
10.1,19
mmN
bnZmy
Nk
n
u
===
θ
σ

txqt
=2,5[σ]
Notx.
(3.14)
Bánh nhỏ: [σ]
txqt1
= 2,5.520 = 1300 N/mm
2
.
22
P'
1
P
1
P
n
P'
1
P
a1
P
r
Ph m V n cạ ă Đứ
Bánh lớn: [σ]
txqt2
= 2,5.442 = 1105 N/mm
2
.
Τính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]
uqt

σ
+
=
(3.16) ; k
qt
=1,4.
⇒
2
36
1
/2754,1
1450.40.2,1
3664,5.5,1.576,4
576,3.133
10.05,1
mmN
txqt
==
σ
⇒σ
txqt2
=
2
36
/64,5084,1.
405.40.2,1
1281,5.5,1.576,4
576,3.133
10.05,1
mmN=

Modun pháp: m
n
= 2mm
Số răng: Z
1
= 28 ; Z
2
= 100
23
Ph m V n cạ ă Đứ
Góc ăn khớp: α
n
= 20
o
Góc nghiêng: β = 10
o
3
/
Chiều cao răng: h=2,25.m
n
=2,25.2=4,5mm
Chiều cao đầu răng : h
d
=m
n
=2mm
Độ hở hướng tâm c
1
=0,25.m
n


⇒ d
e1
= 57+2.2=61 mm.
⇒ d
e2
= 203+ 2.2 = 207 mm.
Đường kính vòng chân: d
i1
= d
c1
- 2.m
n
-2.c
⇒ d
i1
= 57-4-1=52 mm.
d
i2
= 203 - 4 - 1 = 198 mm.
III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng
P, lực hướng tâm P
r
và lực dọc trục Pa.
Τính lực vòng:
dn
N
d
Mx

β
α
(3.19)
Lực dọc trục: Pa = P.tgβ = 1240,15.tg10
/
3
o
= 219,79N.
III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG
CẤP CHẬM:
III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.
Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:
σ
bk3
= 600 N/mm
2
; σ
ch3
= 300 N/mm
2
; HB = 200.
σ
Notx3
=520N/mm
2
Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷90) mm.
Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:
σ
bk4
= 500 N/mm