Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
LỜI NÓI ĐẦU
Đồ án môn học Thiết kế máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên
ngành cơ điện tử. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học,
nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí
hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho
em được học tập và trau dồi kiến thức về thiết kế máy, nhưng em chưa có kinh
nghiệm trong việc thiết kế một chi tiết hay một máy hoàn chỉnh nào cả, chính vì vậy
đồ án : “Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển dể dẫn động băng tải” giúp em
có cơ hội áp dụng những kiến thức mình được học để tự thiết kế ra một sản phẩm cơ
khí . Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có
những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không
thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy,
giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng
dụng trong công việc cụ thể của sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy Đỗ Thế Cần đã tận tình giúp đỡ
em hoàn thành nhiệm vụ của mình.
Em xin chân thành cảm ơn !
SVTH: Trần Công Đua Trang 1
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 1
HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
1.1. Giới thiệu về hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền
không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Một loại cơ cấu
tương tự nhưng dùng để tăng vận tốc góc và giảm mômen xoắn được gọi là hộp
tăng tốc.
Tùy theo tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc mà người ta phân ra : hộp giảm
tốc một cấp và hộp giảm tốc nhiều cấp.
Tùy theo loại truyền động trong hộp giảm tốc phân ra : hộp giảm tốc bánh

Hộp giảm tốc sử dụng bộ truyền ngoài là bộ truyền đai
Ưu điểm :
- Truyền được khoảng cách giữa các trục xa nhau. Làm việc êm, không gây
ồn nhờ vào độ dẻo của đai nên có thể truyền động với vận tốc lớn, tránh được các
dao động sinh ra do tải trọng thay đổi. Đề phòng được sự quá tải nhờ sự trượt của
đai. Kết cấu và vận hành đơn giản.
Nhược điểm :
- Tải trọng phân bố không đều trên trục. Kích thước bộ truyền lớn, tỉ số
truyền khi làm việc dễ bị thay đối, tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn. Tuổi thọ
thấp.
1.2.3. Lựa chọn phương án thiết kế
Sử dụng hộp giảm tốc hai cấp khai triển bánh răng trụ răng nghiêng nhờ khả
năng tải và vận tốc làm việc cao hơn so với răng thẳng.
Chọn bộ truyền ngoài là bộ truyền đai vì các ưu điểm : truyền được khoảng
cách xa, làm việc êm, tránh được các dao động sinh ra khi tải trọng thay đổi, đề
phòng được sự quá tải nhờ trượt đai, kết cấu và vận hành đơn giản.
SVTH: Trần Công Đua Trang 3
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
CHƯƠNG 2
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
2.1. Chọn động cơ điện
2.1.1. Các loại động cơ điện
a) Động cơ điện một chiều
Ưu điểm :
- Cho phép thay đổi trị số mômen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng
( 3:1 đến 4:1 đối với động cơ điện một chiều và 100 : 1 đối với động cơ - máy phát),
đảm bảo khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng do đó được dùng rộng rãi trong
các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm…
Nhược điểm :
- Đắt tiền, riêng động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm vốn

=> Từ các ưu nhược điểm của các loại động cơ, chọn động cơ ba pha không
đồng bộ kiểu roto ngắn mạch.
2.1.2. Chọn động cơ
Công suất động cơ đề cho :
P
ct
= 25 [kW]
Số vòng quay của động cơ đề cho :
n = 2500 [vòng/phút]
Theo bảng P1.3 phụ lục (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Trịnh Chất –
Lê Văn Uyển) chọn động cơ 4A180M2Y3 có P
đc
= 30kW, n
đc
= 2943 vg/ph , ȵ
đc
=
90,5, m=93kg.
2.2. Phân phối tỉ số truyền
2.2.1. Xác định tỉ số truyền u
t
của hệ thống dẫn động
Ta có:
19,62
150
2943
n
n
u
g t

u
2
là tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm
Chọn sơ bộ u
ng
= 3,15
Do đó tính được :
6,23
3,15
19,62
u
u
u
ng
t
h
===
Chọn u
1
= 2,73 ; u
2
= 2,20
Tính lại giá trị của u
ng
theo u
i
của hộp giảm tốc :
3,27
2,73.2.20
19,62

vg/ph330
2,73
900
u
n
n
1
I
II
===
vg/ph150
2,2
330
u
n
n
2
II
III
===
Mômen xoắn trên các trục :
Nmm)(81125
2943
25
.
6
9,55.10
n
P
6

P
.
6
9,55.10T
II
II
II
===
Nmm)1408307
150
.
6
9,55.10
n
P
.
6
9,55.10T
(
22,12
III
III
III
===
Bảng kết quả tính toán các thông số :
Trục
Thông số
Động cơ I II III
Tỉ số truyền
u

Loại đai Ƃ
b
t
14
y
0
4,0
b 17
h 10,5
A (mm
2
) 138
Đường kính bánh đai
nhỏ d
1
, mm
140-280
Chiều dài giới hạn l, mm 800-6300
2.2.2. Xác định thông số của bộ truyền
a) Đường kính bánh đai nhỏ d
1
Chọn đường kính bánh đai nhỏ d
1
=140mm.
Vận tốc đai :
m/s21,56
60000
π.140.2943
60000
.dπ.n

=
−
=
b) Khoảng cách trục a
Theo bảng 4.14 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển), chọn sơ bộ khoảng cách trục a = d
2
= 450 mm
Chiều dài đai:
l = 2a + 0,5π(d
1
+d
2
) + (d
2
-d
1
)
2
/(4a)
= 2.450 + 0,5π(140+450) + (450-140)
2
/(4.450) = 1880 mm
Theo bảng 4.13 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê
Văn Uyển) chọn chiều dài tiêu chuẩn l = 2240 mm
Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây :
vg/s63,9
24,2
56,21
l

Góc ôm
ο
min
ο
12
1
120α152
a
)d57(d
180α =>=
−
−=
.
2.2.3. Xác định số đai z
Theo công thức :
SVTH: Trần Công Đua Trang 9
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
zulα0
d1
.C.C.C].C[P
.KP
z =
Trong đó:
P
1
– công suất trên trục bánh đai chủ động, P
1
= 25 kW
[P
0

/[P
0
] = 25/5,34 = 4,68 ⇒ C
z
= 0,9
Do đó:
==
9,0.14,1.0,1.92,0.34,5
1,1.25
z
5,5
Chọn z = 6
Chiều rộng bánh đai: B= (z-1)t +2e =(6-1)19+2.12,5= 120 mm
Đường kính ngoài bánh đai : d
a
= d +2h
0
= 140 + 2.4,2 = 148,4 mm
2.2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Lực căng ban đầu :
v
F
zv.C
đ
K780P
F
α.
1
0
+=

4.1. Chọn vật liệu
Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết
kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Theo bảng 6.1 (Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Trịnh Chất – Lê Văn
Uyển) chọn:
+ Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…. 285 có σ
b1
= 850MPa,
σ
ch1
=580 MPa.
+ Bánh lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có σ
b2
= 750 MPa,
σ
ch2
= 450 MPa.
4.2. Xác định ứng suất cho phép
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ
H
] và ứng suất uốn cho phép [σ
F
] được xác
định theo các công thức sau:
Trong đó:
Z
R
: Hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z
v

H
H
H
KKZZ
S
.
0
lim
σ
σ
=
[ ]
FLFCxFsR
F
F
F
KKKYY
S
.
0
lim
σ
σ
=
[ ]
H
HLH
H
S
K.

và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:
;
Ở đây :
m
H
, m
F
: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m
H
=
6; m
F
= 6 (HB ≤ 350)
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
( H
HB
– độ rắn Brinen)
N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;
N
HE
, N
FE
: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Chọn độ rắn bánh răng nhỏ : HB
1
= 241

m
HE
HO
HL
N
N
K =
F
m
FE
FO
FL
N
N
K =
4,2
.30
HBHO
HN =
6
10.4=
FO
N
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
= 2.HB
1
+ 70 = 2.280+ 70 = 630 (MPa)
= 2.HB
2
+ 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

3
.4) = 1094329958
N
HE1
= N
HE2
.i = 1094329958.3 = 3282989874
N
FE2
= 60.1.4,5.310.12.224.(1
6
.4+0,6
6
.4) = 941930112,6
N
FE1
= N
FE2
.i = 941930112,6.3 = 2825790338
Ta thấy:
N
HE1
> N
HO1
ta lấy N
HE1
= N
HO1
⇒ K
HL1

FO2
⇒ K
FL2
= 1
SVTH: Trần Công Đua Trang 13
0
1limH
σ
0
2limH
σ
0
1limF
σ
0
2limF
σ
( )
iiiHE
tnTTcN /60
3
max
∑=
( )
iiiFE
tnTTcN /60
6
max
∑=
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển

2
0
2lim
2
===
σ
σ
Ứng suất uốn cho phép:
MPa
S
KK
F
FLFCF
F
288
75,1
1.1.504

][
1
0
1lim
1
===
σ
σ
MPa
S
KK
F

1aw
ψu][σ
.KT
1).(uKa +=
SVTH: Trần Công Đua Trang 14
)(1624580.8,2.8,2][
11max
MPa
chH
===
σσ
)(1260450.8,2.8,2][
22max
MPa
chH
===
σσ
)(464580.8,0.8,0][
11max
MPa
chF
===
σσ
)(360450.8,0.8,0][
22max
MPa
chF
===
σσ
min

= (0,01 ÷ 0,02)176 = 1,76 ÷ 3,52mm
Theo bảng 6.8 [TL1] chọn môđun pháp m = 2,5.
Chọn sơ bộ β = 10
o
, do đó cosβ = 0,9848
Số răng bánh nhỏ :
Z
1
= 2a
w
cosβ/[m(u+1)] = 2.176.0,9848/[2,5(2,73 + 1)] = 37,17
Lấy Z
1
= 37
Số bánh răng bánh lớn :
Z
2
= u.Z
1
= 2,73.37 = 101,01
Lấy Z
2
= 101
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là u
m
= 101/37 = 2,729
cosβ = m(Z
1
+ Z
2

tw
αβ
b
Mặt khác :
Ɛ
β
= b
w
.sinβ/(πm) = 0,3.176.sin(11,478)/(π.2,5) = 1,34
Z
Ɛ
=
α
ε
/1
=
73,1/1
= 0,76
SVTH: Trần Công Đua Trang 15
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
d
w1
= 2a
w
/(u
m
+ 1) =2.176/(2,729 + 1) = 94,40mm
Ta có :
v = πd

1
.K
Hβ
.K
Hα
)
= 1+ 4.52,8.94,40/(2.252014.1,09.1,15) = 1,032
K
H
= K
Hβ
.K
Hα
.K
Hv
= 1,15.1,09.1,032 = 1,29
Vậy :
)ud1)/(b(u.K2TZZZσ
2
w1wH1εMHH
+=
=
)40,94.729,2.8,52/()1729,2.(29,1.252014.2.274.3.0,76
2
+
= 484,4 MPa < [σ
H
] = 504,75 MPa
d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Ta có :

w1
/(2T
1
.K
Fβ
.K
Fα
)
= 1+ 12.52,8.94,40/(2.252014.1,32.1,27) = 1,071
K
F
= K
Fβ
.K
Fα
.K
Fv
= 1,32.1,27.1,071 = 1,8
Với Ɛ
α
= 1,361, Y
Ɛ
= 1/ Ɛ
α
= 0,613
Với β = 11,478
o
, Y
β
= 1- 11,478/140 =0,92

F2
= 3,6
Với m = 2,5 mm, Y
S
= 1,08 - 0,0695ln(2,5) = 1,022 ; Y
R
= 1 ; K
xF
= 1
Do đó :
[σ
F1
] = [σ
F1
]. Y
S.
Y
R.
K
xF
= 288. 1,022 .1 = 294,33 MPa
Tương tự tính được [σ
F2
] = 241,77 MPa
Thay các giá trị vừa tính được vào công thức (1)
σ
F1
= 2.252014.1,8.0,613.0,92.3,7/(52,8.94,4.2,5) = 152 MPa <
1
][

max
σ
F1max
= σ
F1
.K
qt
= 152 .1,8 =273,6 MPa < [σ
F1
]
max
σ
F2max
= σ
F2
.K
qt
= 147,8 .1,8 =266 MPa < [σ
F2
]
max
g) Các thông số và kích thước của bộ truyền
Khoảng cách truc a
w1
= 176mm
Môđun pháp m = 2,5mm
Chiều rộng vành răng b
w
= 52mm
Tỉ số truyền u

Đường kính đáy răng d
f1
= 88,14mm ; d
f2
= 251,4mm
4.3. Tính toán cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục
3
ba1
2
H
Hβ1
2aw
ψu][σ
.KT
1).(uKa +=
223,23mm
.2,20.0,3513,63
5646506.1,1
).143(2,20a
3
2
w
=+=
Lấy a
w
= 223 mm.
b) Xác định các thông số ăn khớp
Ta có :
m = (0,01 ÷ 0,02)a

2
)/(2a
w
) = 0,9865
Suy ra β = 9
o
25
’
31
”
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc
)ud1)/(b(u.K2TZZZσ
2
w1wH1εMHH
+=
Theo bảng 6.5 [TL1], Z
M
= 274Mpa
1/3
Ta có :
SVTH: Trần Công Đua Trang 18
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
tgβ
b
= cosα
t
.tgβ = cos(20,252).tg(9,425) = 0,16
Do đó :
Z

v = πd
w1
.n
1
/60000 = π.139.330/60000 = 2,4m/s
Với v = 2,4 m/s theo bảng 6.13 [TL1] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14
[TL1] với cấp chính xác 9 và v < 2.5m/s , K
Hα
= 1,13
Ta có :
v
H
= δ
H
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,002.56.2,4.
2,2/223
= 2,7
K
Hv
= 1+ v
H
.b
w
.d
w1

Ta có :
m)d/(b.YYYK2Tσ
w1wF1βεF1F1
=
(1)
Theo bảng 6.7 [TL1], K
Fβ
= 1,32, Theo bảng 6.14 [TL1] với cấp chính xác 9
và v < 2.5m/s , K
Fα
= 1,37
SVTH: Trần Công Đua Trang 19
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
Ta có :
ν
F
= δ
F
.g
o
.v.
/ua
w
= 0,006.56.2.5.
2,2/223
= 8,46
K
Fv
= 1+ v
F

, Y
β
= 1- 9,425/140 =0,93
Số răng tương đương :
57
987,0
55
cos
33
1
1
===
β
Z
Z
v
126
987,0
121
cos
33
2
2
===
β
Z
Z
v
Theo bảng 6.18 [TL1] ta được Y
F1

][
F
σ
σ
F2
= σ
F1.
Y
F2/
Y
F1
= 152. 6,6/3.7 = 147,8 MPa <
2
][
F
σ
e) Kiểm nghiệm răng về quá tải
Với K
qt
= T
max
/T =1,8
σ
H1max
= σ
H
.
Kqt
= 484,4.1,34 = 649 MPa < [σ
H

w
= 66,9mm
Tỉ số truyền u
m
= 2,2
Góc nghiêng của răng β = 9
o
25
’
31
”
Số răng bánh răng Z
1
= 55 ; Z
2
= 121
Hệ số dịch chỉnh răng x
1
= x
2
= 0
Đường kính vòng chia d
1
= 139,38mm ; d
2
= 306,64mm
Đường kính đỉnh răng d
a1
= 144,38mm ; d
a2

3
0,2.20
252014
3
]0,2.[
1
T
1
d ===
τ
Ta chọn d
1
= 40mm
Trục 2 :
mm47,45
3
0,2.20
646506
3
]0,2.[
T
2
d
2
===
τ
Ta chọn d
2
= 55mm
Trục 3 :

= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).40 = (48…60)
Lấy l
m12
= 50 (mm)
- Bánh 2:
l
m22
= (1,2…1,5).d
2
=(1,2…1,5).55= (66…82,5)
Lấy l
m22
= 70 (mm)
- Bánh 3:
l
m23
=(1,2…1,5).d
2
=(1,2…1,5).55 = (66…82,5)
Lấy l
m23
= 75 (mm)
- Bánh 4:
l
m32
= (1,2…1,5).d
3
=(1,2…1,5).70=(90…112,5)

l
c12
= 0,5.(l
m12
+ b
0
) + k
3
+ h
n

= 0,5.(50 + 23) + 16 + 18
= 95,5 (mm)
l
c33
= 0,5.(l
m33
+ b
0
) + k
3
+ h
n

= 0,5.(120 + 37) + 16 + 18
= 112,5 (mm)
Khoảng cách từ gối đỡ 0 tới các chi tiết quay:
SVTH: Trần Công Đua Trang 23
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
l

+3k
1
+2k
2
+ b
0
= 70 + 75 + 3.10 + 2.12 + 23
= 222 (mm)
5.2.3. Xác định tải trọng tác dụng lên trục
I
II
III
F
a
4
F
r
4
F
r
3
F
a
3
F
t
4
F
t
3

F
===
(N)2024
0,98
(20,375)tan
5340.
β
cos
tw
tanα
.
t1
F
r1
F ===
SVTH: Trần Công Đua Trang 24
Đô án thiết kế máy Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển
(N)10841,478)5340.tan(1.tanβ
t1
F
a1
F ===

(Nmm)51164
2
94,4
1084.
2
w1
d

===
t
(N)3468
0,987
(20,252)tan
9276.
β
cos
tw
tanα
.
t
FF
3
r3
===
(N)1540).tan(9,4252769.tanβFF
t3a3
===

(Nmm)139679
2
94,4.2,73
1084.
2
d
.FM
w2
a2a2
===