TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP
HÀ NỘI

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA
VIỆT NAM
Độc Lập - Tự Do - Hạnh Phúc

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
CHI TIẾT MÁY
SỐ:….
Họ và tên sinh viên: NGUYỄN THÀNH LUÂN…………… Lớp: CĐ 1
Khóa : 12……………………………………………………………………… Khoa :
Cơ khí.
Giáo viên hướng dẫn: NGUYỄN VĂN
TUÂN…………………………………………………

T
Tmm
T1
T2
tmm
t1
t2
tck
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 1
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
1.Động cơ 2.Nối trục đàn hồi 3.Hộp giảm tốc
4.Bộ truyền xích 5.Băng tải

TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Đề bài : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC MỘT CẤP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG
THẲNG
PHẦN I: XÁC ĐỊNH CÁC SỐ KIỆU BAN ĐẦU
I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyên.
1.Xác định công xuất động cơ.
- Công xuất động cần thiết được xác định theo công thức
P
ct
=
η
t
P
Trong đó:
P
α
là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)
P
t
: công suất tính toán trên trục máy công tác (kw)
Hiệu suất truyền động:
-
η
=
η
2
ol
.
x
.

Bộ
truyền
η
ol
η
br
x
η
ot
kn
Hiệu
xuất
0,99 0.98 0,96 0,99 0,99
Vậy :
η
= 0,99
2
.0,98,0,96.0,99.0,99=0,90
-Tính P
t
:
=15000.0,52/1000 =7.8 (kW)
Vậy công xuất cần thiết:
-
P
ct
=F.v/(1000. n
0
) =8,66
2-Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ

x
=3;U
h
=3=> U
t
=9
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
n
sb
=
n
lv
.
u
t
=158,98.9=1430,82(v/p)
3.Chọn quy cách động cơ.
Động cơ được chọn phải thỏa mãn 3 điều kiện
P
đc
>P
ct
; n
đc
=n
sb
T
T
mm
<

t
của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số
truyền cho từng bộ phận truyền của hệ thống dẫn động ,lập bảng công
xuất ,moomen xoắn , số vòng quay trên các trục.
-Xác định tỷ số truyền U
t
của hệ dẫn động.
U
t
= n
dc
/n
lv
=1455/158.98 = 9,15
-Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động u
t
cho các bộ truyền.
U
t
=u
x
.u
h
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 5
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
Chọn u
h
=3 => U
x

.n
oaln
=8,3136.0,99=8,23(kw)
Trục III:
P
3max
=p
2min
.n
br
=8,23.0,98=8,0654(kw)
P
3min
=p
3max
.n
ổlan
=8,0654.0,99=7.98(kw)
Xác định tốc đọ trên các trục.
n
1
=n
dc
=1455(v/p)
n
2
= n
1
/U
x

T
IIImax
=9,55.10
6
. = 484400.70(N.mm)
T
IIImin
=9,55.10
6
. = 479271,74(N.mm)
Dựa vào kết quả tính toán từ trên ta có bảng:
Trục Thông số I II III
Công suất
Pmax(kw)
8,66 8,3136 8,0654
Tý số truyền U Ux=3,05 Uh=3
Số vòng quay
n(V/ph)
1455 477,04 159,01
Momen xoắn
Tmã(Nmm)
56840,54 166432,33 484400,79
PHẦN III:THIẾT KẾ CHI TIẾT CÁC BỘ PHẬN TRUYỀN NGOÀI
+Tính toán,thiết kế bộ truyền ngoài :Bộ truyền xích.
Từ phần trên tiến hành tính toán bộ truyền xích với các số liệu sau:
Tỷ số truyền của bộ truyền xích :u
x
=3,05
Số vòng quay :n
I

Công xuất tính toán của bộ truyền xích :
P
t
=P.k.k
z
.k
n
Trong đó:
+k:hệ số răng, k
z
=25/24 =1,04
+k
a
: hệ số vòng quay, =1600/1455 =1,099
+k =k
0
.k
a.
k
dc
.k
bt
.k
d
.K
c
Ở đây:
k
0
: hệ số đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền lấy k

Công xuất tính toán :
P
t
=P.K.K
Z
.K
n
= 8,66.1,6875.104.1,099 = 16,70
Theo bảng 5.5 với n
01
=1600(v/p)chọ bộ truyền xích 1 dãy có bước xích
p=19,05(mm) thỏa mãn điều kiện bền mỏi P
t
< [P] =19,3(kw) đồng thời theo
bảng 5.8, ta thấy p>p
max
nên ta chọn xích nhiều dãy ta chọn số dãy xích là 3:
ta có P
d
=P
t
/k
d
=16,70/2,5 = 6,68
ta chọn bộ truyền xích có bước xích p= 19,05 thỏa mãn điều kiện p<p
max
và
P
d
<[P]= 19,03(kw)

d
: Hệ số tải trọng động, K
d
=1,2(tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh
nghĩa)
F
t
:lực vòng cần truyền của xích:
(với =24.19,05.1455/60000 =11,087)
= 1000.8,66/11,087= 781,09(N)
F
v
: lưc căng của dây xích do lực ly tâm gây ra
F
v
=q.v
2
(khối lượng trên 1 mét xích , tra bảng 5.2)
F
v
=1,9.11.08
2
=233,25 (N)
F
0
: Lực căng do trọng lượng của xích bị động gây ra
F
0
=9,81.k
f

d
a1
= p[0,5 + cot(π/z
1
)= 19,05[0,5 + cot(π/24) = 154,22(mm)
d
a2
= p[0,5 + cot(π/z
2
) = 19,05[0,5 + cot(π/73)=110,48(mm)
-Các đường kính vòng đáy :
d
f1
= d
1
– 2r = 145,9-2.6,03= 133,84mm
d
f2
= d
2
– 2r = 442,7-2.6,03= 430,64mm
Với r = 0,0025d
1
+ 0,5 = 6,03mm
d
1
= 11,91 (bảng 5.2)
5.kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo 5.18
-Theo công thức (5.18[1])ta có:
σH=0,47. ≤ [σH]

: lực va đập trên m dãy xích (N) được xác định theo công thức(5.19)
F
vd
= 13.10
-7
.n1.p
3
.m
Với m= 3
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 11
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
F
vd
= 13.10
-7
.1455.19,05
3
.1= 13,7
σH=0,47. = 241,6 242< 500(Mpa)
Như vaaysjtheo bảng 5.11dungf thép 45 tôi ram đạt độ rắn HB=170 sẽ đạt
được ứng xuất cho tiếp xúc cho phép [σH]=500(Mpa), đảm bảo độ bền tiếp xúc
cho răng đĩa 1.
-Với đĩa 2do
Ta chọn vật liệu và chế đọ nhiệt luyện của đĩa bị dẫn giống như là đĩa dẫn.
6. Lực tác dụng lên trục.
Theo công thức 5.20 ta có:
F
r
= k

Để tăng khả năng chạy mòn của răng nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn
răng thấp hơn bánh nhỏ từ 1015 HB
Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB(195÷240), có σ
B2
= 750MPa, σ
ch2
= 450MPa.
II.Xác định ứng xuất cho phép.
[σ
H
] = [σ
0/
S
H
].Z
R
.Z
v
.K
XH
.K
HL
[σ
F
] = [σ
0/
S
F
].Y
R

= 1 và Y
R
.Y
s
.K
XF
= 1
Trong đó: [σ
H
] = σ
HLim
0
K
HL
/S
H
[σ
F
] = σ
FLim
0
K
FC
K
FL
/S
F
Với σ
HLim
0

= 1,1
σ
F1Lim

= 1,8HB = 1,8.245 = 441MPa
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 13
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
σ
F2Lim
= 1,8HB = 1,8.230 = 414MPa
S
F
= 1,75
Với m
H
, m
F
: bậc của đường cong khi thử về tiếp xúc và uốn. HB < 350 lấy m
H
=
6, m
F
= 6
NH
0
: số chu kì thay đổi úng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.
NH
0
= 30

HL
=
Trong đó : m
H
, m
F
– là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
Do đó ta chọ đọ rắn mặt răng HB<350 Mpa nên ta có m
H
=6, m
F
=6
N
HE,
N
FE
là số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương.
Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên N
HE,
N
FE
được xác định theo công thức :
N
HE
= 60.c.∑(T
i
/T
max
)
3

max
]
3
. t
i
/∑ t
i
N
HE2
= 60.1.1 17000.(1
3
.+ 0,7
3
. ) = 2.10
6
Trong đó: T
mm
= 1,65T
1
T
2
= 0,7T
1
t
1
= 2,6h
t
2
= 4,3h
t

6
. ) = 8,2.10
7
N
FE2
>H
FO2
nên lấy hệ số tuổi thọ K
FL2
=1=> K
FL1
=1
Ưngs xuất cho phép:
[σ
H1
] = σ
HLim
0
K
HL1
/S
H
= 560.1/1,1 = 509 MPa
[σ
H2
] = σ
HLim
0
K
HL2

= 2,8.450= 1260 MPa
[σ
F2
]
max
= 0,8σ
ch2
= 2,8.450 = 360 MPa
[σ
F1
]
max
= 0,8σ
ch1
= 0,8.580 = 464 Mpa
III: Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.
Xác định chiều dài côn ngoài :theo công thức 6.25a:
Ta có:
Re = K
r
3
2
1
2
][)1(
1
Hbebe
HB
uKK
KT

(tra bảng 6.21[1])
= =0,428
Ta được: k
Hβ
=1,15
Do đó R
e
= 50. =179,60(mm)
Xác định các thông số ăn khớp:
Dường kính chia ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo công thức
(6.52b[1])
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 16
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
d
e1
= = =59,05 (mm)
tra bảng 6.22[1] ta được z
1p
=15
với HB < 350 nên => Z1 = 1,6Z
1P
= 1,6.15= 24
đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ
+dm1 = ( 1- 0,5Kbe )de1= (1-0,5.0,25).59,05 =51,66(mm)
+m
tm
= d
m1
/z

1
.z
1
= 3.20=60 (răng)
Do đó tỉ số truyền thực tế u
1
= Z
2
/ z
1
=60/20= 3
Góc côn chia:
δ
1 = arctg(Z1/Z2) = arctg(20/60) = 18,43=18,26
°
δ
2 = 90
°
-
δ
1= 90- 18,43=71,34=71,57
0
Theo bảng 6.20 [1] với z
1
=20 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều :
x1 = 0,4 , x2 = -0,4
đường kính trung bình của bánh nhỏ:
dm1 = Z1. Mtm = 20.2,626=52,5(mm)
chiều dài côn ngoài:
Re = 0,5mte = 0,5.3.=94,86mm)

:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , được xác định theo công thức:
Z
ε
=
3
4
α
ε
−
ở đây
εα
:hệ số trùng khớp ngang ,được tính theo công thức:
εα
= [1,88- 3,2(
21
11
ZZ
+
)]cos
β

= [ 1,88 -3,2(1/20 + 1/60)]cos(0) = 1,66
Z
ε
= =0,88
+Z
H
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ,theo bảng 6.12[1] ta có : Z
H
=1.76

(6.63[1])
K
HV
=1 + V
H
.b.d.m
1
/(2.T
1
. KH
β
KH
α
)
Trong đó :
ν
H =
δ
Hg0v
u
u
d
m
1
1
+
Với – v =
π
dm1n1/60000 =3,14.52,5.1455/60000=3,99(m/s)
-

ZR = 0,95
KXH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng ,với d1 < 700 mm
⇒

KXH = 1
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 19
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
⇒
[
σ
H] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 Mpa
Ta thấy
σ
H > [
σ
H] tuy nhiên với các giá trị không đáng kể . để khắc phục ta
tăng chiều rộng vành răng b
Ta lấy b = b(
σ
H/[
σ
H])2 =45.( 607,10 /457,7)
2
= 79,17 (mm)
Lấy b=79(mm)
6. kiểm nghiêm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.65[1]ta có:
σ
F1 =

α
=1
+ KFV: hệ số xét đến tập trung tải trọng động ,xác định theo công thức :
KFV = 1 +
αβ
ν
FF
mF
KKT
bd
1
1
2
, với
ν
F =
δ
Fg0v
u
ud
m
)1(
1
+
Theo bảng 6.15[1] và 6.16[1]ta có:
δ
F = 0,016
ν
F = 0,016.56.3,99. =27,97
KFV =1+(27,97.45.52,5)/(2.166432.1,7.1) = 1,11

F1. = 273,5 Mpa
≤
[
σ
F2]
Ta thấy:{
σ
F1 [
σ
F1] va
σ
F2 [
σ
F2]}
Vậy điều kiện bền uốn cảu cặp bánh răng côn được đảm bảo.
7. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải .
Theo công thức (6.48[1]) ta có:
σ
Hmax =
σ
H
qt
K

≤
[
σ
H]max
Với
σ

= 0
°
Số răng của các bánh răng Z1 = 20, Z2 = 60
Hệ số dịch chỉnh chiều cao rằng x1 = 0,4 , x2 = - 0,4
Theo công thức trong bảng 6.19[1] ta được:
Đường kính chia ngoài:de de1 = mteZ1 = 2,45.20 = 49mm
de2 = mte .Z2 = 2,45.60= 147 mm
Góc côn chia
δ
1 = 18,26
°
δ
2 = 71,57
°
Chiều cao răng ngoài
he = 2hte.mte + e vơi hte = cos
β
m = 1
e = 0,2mte
⇒
he = 2,2mte = 2,2.2,45= 5,39 mm
Chiều cao đầu răng ngoài
hae1 = (hte + xn1cos
β
m)mte với
=(1+0,4.1).2,45=3,43(mm)
hae2 = 2.h
te
.m
te

b=600[Mpa], ứng xuất cho phép j=12 30(Mpa) theo
bảng 6.1
2.Xác định sơ bộ đường kính trục :
dk =
][2,0
3
τ
k
T
với T1=166432,33 (N.mm) ,T2=484400,79
⇒
d1 = ==41,08mm,chọn d
1
=41mm
d2 = ==49,47mm,chọn d
2
=50mm
ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục do đó không quan tâm tới đường kính
trục động cơ điện.
3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡi và điểm đặt lực.
Chiều rộng của ổ lăn:
d
1
=41mm=>chọn b
01
=23mm
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 23
LỚP :CĐ 1 K12
TRƯNG ĐH CÔNG NGHIP H NI Đ N CHI TIT MY
d

Chọn L
13
= 50 mm
- Chiều dài may ơ trên trục II:
L
m23
= (1,2 1,4).d
2
= (60 70)mm
Chọn L
m23
= 65 mm
Tra bảng 10.3 ta chọn trị số khoảng cách:
K
1
= 12 (mm)
K
2
= 10 (mm)
K
3
= 15 (mm)
h
n
= 16 (mm)
khoảng cách giữa 2 khói đỡ trên trục I
L
11
=(2,5 3)d
1

2
+l
m13
+0,5(b
01
.b
02
.cos
1
) = 487,3 mm
- Khoảng cách công xôn trên trục II
Lc
22
=0,5.(l
mk
+b
02
) + k
3
+h
n
=0,5.(100+27) +15+16 =94,5 mm
- Khoảng cách từ khớp nối tới gối đỡ trên trục II
L
22
=-l
c22
= -94,5 mm
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 24
LỚP :CĐ 1 K12

=1
Trục quay cùng chiều kim đồng hồ (nhìn từ mút bên phải): cq
1
=-1
Khi đó :
F
X13
= .cq
1
.cb
3
.F
t3
=-11151 N
F
Y13
= - r
13
.F
t13
/|r
3
|.cos β
m
(tg
n
.cos
13
+ cq
1

13
=795N
IV. xác định chính xác đường kính các trục.
a. Tính toán trên trục I:
- Xác định phản lực tại các gối đỡ :
Theo trục y ta có:
=0

F
ya1
.l
12
– F
by
.l
11
+ F
a1
.d
m1
/2 + F
a1
.l
13
= 0

By
=(F
r1
.l

.(l
13
- l
11
)= 0
 [F
r1
.(l
13
-l
13
) – F
y12
.(l
11
+l
12
) – F
a1
.d
m1
/2]/ l
11
= -4299N
theo truc x ta co:
=F
BX
.l
11
– F

– l
11
)/l
11
=-4695N
GVHD: NGUYỄN VĂN TUÂNSVTH:NGUYỄN THÀNH LUÂN Page 25
LỚP :CĐ 1 K12