Nguyễn Văn Bé
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.
1
Nguyễn Văn Bé
_ 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
2
Nguyễn Văn Bé
PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC
I.Chọn động cơ:
1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ :


xbrolkn
k
i
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

< 2,5
⇒
chọn U
x
= 2,0 .
Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh
răng trụ: U
sbh
= 4.
⇒
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

≥

T
.
II. Phân phối tỷ số truyền.
2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống :
.91,8
12,79
1730705
===
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

87,3
705
=182,2 (vòng/phút).
Số vòng quay trên trục công tác: n
*
ct
=
x
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

6
.
i
i
n
P
ta có:
Mô men xoắn trên trục động cơ :
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:
6
Nguyễn Văn Bé
T
1
=

2
6
==
(N.mm).
Mô men xoắn trên trục công tác:
T
ct
= 9,55. 10
6
.
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:
Trục
Thông số
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

= 29-2. u
x
=29-2.2,3 = 24,4> Z
min
=19.
Chọn Z
1
= 25 (răng)
Số răng đĩa xích lớn: Z
2
= u
x
.Z
1
=2,3.25 = 57,5< > Z
max
=120.
Chọn Z
2
= 57 (răng).
8
Nguyễn Văn Bé
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

Z
+k = k
đ
.k
0
.k
a
.k
đc
.k
bt
.k
c
; 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

bước xích : p = 19,05 mm ;
đường kính chốt : d
c
=5,96mm ;
chiều dài ống : B=17,75 mm ;
công suất cho phép : [P]=4,80 kW.
Thỏa mãn điều kiện mòn: P
t
≤
[P]=4,80 kW
Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < p
max
1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích.
Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm
Theo công thức 5.12 số mắt xích:
Lấy số mắt xích chẵn : X
c
=118.
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13:
10
Nguyễn Văn Bé
a
*
=
( ) ( )
[ ]





Chọn a = 725 (mm).
Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14):
i =
57,2
118.15
2,182.25
.15
.
11
==
X
nZ
< i
max
=35 (bảng 5.9).
1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích.
Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và
chịu va đập khi vận hành)
Theo công thức (5.15) : S =
vtd
FFFk
Q
++
0
.
≥
[S]
Trong đó
Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q
1

0
= 9,81.k
f
.q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N
(hệ số võng : k
f
= 6 do bộ truyền nằm ngang)
Do đó: S =
0 0
31800
22,05
. 1,2.1131 81,08 3,995
d t
Q
k F F F
= =
+ + + +

⇒ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10)
Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền
1.6 Xác định thông số của đĩa xích
Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4),
Đường kính vòng chia:
d
1
=
( ) ( )
1
19,05
151,99

Bán kính đáy: r = 0,5025d
l
+ 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm
Với d
l
= 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78)
Đường kính vòng chân đĩa xích:
d
f1
= d
1
- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm)
d
f2
= d
2
- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm)
-Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức (5.18) :

σ
H1
= 0,47
( )
.
.

d
vddtr
kA

=1(sử dụng 1 dãy xích).
Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : K
r
= 0,42 (vì Z
1
=25 )
13
Nguyễn Văn Bé
Diện tích bản lề : A = 106 mm
2
(tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống
con lăn một dãy)
Mô dun đàn hồi: E = 2,1.10
5
Mpa

⇒
1.106
10.1,2
).638,135,1.1131.(42,047,0
5
1
+=
H
σ
=530 MPa
⇒
σ
H1
<[σ

P
2
=1,64 KW;
n
2
=182,2 vòng/phút ;
T
2
=85960 N.mm ;
u
x
=2,3;

β
=0.
Thông số Kí hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Bước xích p 19,05 mm
Số mắt xích x 118
Chiều dài xích L 2247,9 mm
Khoảng cách trục a 725 mm
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG
NGHIÊNG.
Thông số đầu vào:
P = P
I
= 1,70 (KW)
15
Nguyễn Văn Bé
T

+Giới hạn bền:
.600
2
MPa
b
=
σ
+Giới hạn chảy:
.340
2
MPa
ch
=
σ
Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45
+ Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện
+Độ rắn: HB=192…240
+Chọn HB
1
=200
+Giới hạn bền:
1
750 .
b
MPa
σ
=

16
Nguyễn Văn Bé

Trong đó:
Z
R
-hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc
Z
v
- hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
K
xH
– hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng
Y
R
– hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
Y
S
–hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất
K
xF
–hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.
Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ:
1
1
=
=
xFSR
xHVR
KYY
KZZ
S
H

lim
0
31
MPaHB
HH
=+=+==
σσ
)(360200.8,1.8,1
1
lim
0
lim
0
31
MPaHB
FF
====
σσ
+Bánh bị động:

)(45070190.270.2
2
lim
0
lim
0
42
MPaHB
HH
=+=+==

m
FE
FO
FL
N
N
K =
m
H
, m
F
-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
Vì HB < 350: m
H
= 6, m
F
= 6.
N
HO
, N
FO
– số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn.
18
Nguyễn Văn Bé
4,2
.30
HB
HN
HO
=

Σ
t
i
Trong đó:
c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1)
n- vận tốc vòng của bánh răng
L
h
=
Σ
t
i
- Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ)
L
h
=22000 (giờ).
Ta có: N
HE1
= N
FE1
=60.c.n
1.
L
h
= 60.1.705.22000 = 930,6. 10
7
N
HE2
= N
FE2

N
FE1
= 930,6. 10
7
> N
FO1
= 9,99. 10
6
Suy ra K
FL1
= 1
N
FE2
= 24,2. 10
7
> N
FO2
= 8,83. 10
6
Suy ra K
FL2
= 1

Do đó, ta có:
19
Nguyễn Văn Bé
][
1H
σ
=470/1,1.1.1=427,3 MPa

σσ
=

σ
ch2
) =2,8.

σ
ch1
= 2,8.400 = 1260 (Mpa)

][
F
σ
1max
= 0,8
σ
ch1
=0,8.450= 360 ( Mpa)

][
F
σ
2max
= 0,8
σ
ch2
=0,8.340=272 (Mpa)
2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức (6.15a):

σ
= 418,2 ( MPa).
K
a,
– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng.
20
Nguyễn Văn Bé
tra Bảng 6.5 ta có: K
a
=43
ba
ψ
-hệ số chọn theo bảng 6.6:
5,03,0
÷=
ba
ψ
.chọn
ba
ψ
=0,3
Chọn theo bảng 6.7 với
)1.(.5,0 += u
babd
ψψ
=0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305
β
H
k
- hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi

÷
0,02) a
w
= 1,05
÷
2,1
Chọn m = 1,5.
2.4.2.Xác định số răng.
Chọn sơ bộ góc nghiêng
β
=14
0
.Suy ra cos
β
=0,970296
Công thức 6.31 ta có:
Số răng bánh nhỏ:
89,27
)187,3(5,1
970296,0.105.2
)1.(
cos 2
1
=
+
=
+
=
um
a

=
−
u
uu
t
.
Vì ∆U = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn.
2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng.
Tính lại góc
β
964,0
105.2
)10728.(5,1
.2
).(
cos
21
=
+
=
+
=
w
a
ZZm
β

→

β

arctg
tg
arctg
β
α
αα
Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở
βαβ
tgtg
tb
.cos=
'.2414
257,0))'2115().'4020(cos(
0
00
=→
==→
b
b
tgaarct
β
β
2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học
22
Nguyễn Văn Bé
Tỷ số truyền thực tế: u
t
= 3,821
Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng:
d

= 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
V
= 1.
với d
a
= d
w2
= 166,44 (mm)< 700mm suy ra K
xH
=1
Chọn Y
R
= 1
Y
S
= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(1,5)= 1,05
Với CCX=9, v= 1,6 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được:
23
Nguyễn Văn Bé

α
H

dub
uKT
ZZZ
σσ
ε
≤
+
=
Z
M
–Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5: Z
m
= 274[MPa]
1/3

.
Z
H
–hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
twbH
Z
αβ
2sin/cos.2=

( )
.
71,1
'4020.2sin
'2414cos.2

24
Nguyễn Văn Bé
.177,1
.5,1
'2115sin.5,31
0
>==
π
ε
β
Khi đó theo công thức (6.36c):
α
ε
ε
1
=
Z
.
và hệ số trùng khớp ngang ε
α
có thể tính gần đúng theo công thức:

.795,1
107
1
28
1
2,388,1
11
2,388,1

zz
α
ε
.746,0
795,1
1
==→
ε
Z
K
H
–hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

HvHHH
KKKK
αβ
=

.187,102,1.03,1.13,1
==
H
K
Thay vào ta được:
][48,375
56,43.821,3.5,31
)1821,3.(187,1.23028.2
.746,0.71,1.274
2
MPa
H

][
H
σ
=1%<10%
25